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:     | 1 | 2 ||

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

-- [ Страница 3 ] --

Вторым этапом является измерение уровней шума в контрольных точках. На основе полученной информации создана модель распределения плотности автотранспортных средств по всей территории города (рис. 2. б). Полученная плотность распределения автотранспортных средств, их уровней шума по всей территории города, позволила провести классификацию улиц дорожной сети города по этой характеристике.

Рис. 2 – Транспортная сеть г.Харькова: а – транспортная сеть с зонами аномалий плотности автотранспорта;

б – модель распределения уровней шума автотранспортных средств Учитывая на указанные выше экономические и временные проблемы обеспечения акустического комфорта, защиты от шума селитебной зоны, дошкольных, учебных заведений, медицинских учреждений и рабочих мест в зданиях и сооружениях, расположенных вблизи транспортных магистралей, следует, что реальным направлением ее решения является использование таких архитектурно-планировочных методов защиты и средства защиты: средств звукоизоляции, звукопоглощения, демпфирования и глушителей шума. При этом, рассматривая решение задачи защиты объектов от транспортного шума на основе таких XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации мероприятий, следует, что основными направлениями ее реализации являются: повышение звукоизолирующих свойств конструктивных элементов домов, зданий и сооружений;

использование звукопоглощающих отделочных материалов, применение акустических экранов.

В рассматриваемом спектре средств обеспечения акустической безопасности, одним из наиболее перспективных направлений защиты от шума селитебной зоны, дошкольных, учебных заведений, медицинских учреждений и рабочих мест, которые расположены вблизи транспортных магистралей, является применение акустических экранов (рис. 3).

К преимуществам применения акустических экранов по сравнению, например, с зелеными насаждениями, следует отнести постоянную эффективность, независимо от периода года, плотности листьев. Кроме того, эффективность действия акустических экранов наступает с момента их установления, в то время как для достижения определенной шумозащитной эффективности зелеными насаждениями необходим достаточно длительный период времени (для достижения ими необходимых физических характеристик - определенная высота, плотность листьев).

Акустические экраны по функциональному назначению разделяются на три типа:

шумопоглощающие, шумотражающие и комбинированные. Опыт ведущих производителей экранов показал, что наиболее эффективными являются комбинированные шумозащитные экраны. Конструкция акустических экранов включает следующие элементы: – фундамент;

– несущие элементы каркаса (стойки, опорные профили и др.);

– элементы крепления;

–шумопоглощающие, звукоотражающие панели.

Эффективность защиты объектов с применением акустического экрана обусловлена созданием зоны акустической тени, размеры которой зависят от конфигурации экрана и его звукоизащитных свойств и должна обеспечиваться на этапе проектирования, с учетом данных исследования. При этом, особенностью конструкций акустического экрана является возможность моделирования его эффективности за счет комбинирования звукопоглощающих и звукоотражающих модулей [6]. Эффективная высота экрана определяется, исходя из размеров, расположения объекта, который защищается. В целом, акустическая эффективность защитного экрана составляет 6 - 12 дБА в зависимости от его конструктивных особенностей и шумовой характеристики транспортного потока.

Немаловажным преимуществом применения акустических экранов по сравнению с другими архитектурно-планировочными мероприятиями, направленными на снижение распространения акустических колебаний от транспортных средств в окружающую среду, является возможность их размещения и органического приспособления к условиям существующего архитектурного ландшафта.

Так, например, применение прозрачных модулей в конструкции экрана позволяет не только повысить эстетичность конструкции, но и обеспечить безопасность дорожного движения.

Экономический эффект от внедрения рассматриваемого шумозащитного средства обусловлен уменьшением общего уровня заболеваемости жителей защищаемой селитебной зоны, повышением производительности труда на предприятиях, уровня образования учащихся, защита их здоровья, увеличением уровня благоустройства территории, что защищается, и, как следствие - повышением ее инвестиционной привлекательности.

ЛИТЕРАТУРА Безопасность жизнедеятельности – секюритология. Проблемы. Задачи. Пути решения. Монография. Часть 1, 1.

2. // За ред. Я.Серикова, Л.Коженевски. Харьков – Краков 2012.

Korzeniowski L., Serikov J. Evropejski vymiar securitologii. Nauka o bezpieczestwie ycia. Krakw: EAS 2011.

2.

Государственные санитарные правила планирования и застройки населенных пунктов (Приказ 3.

Министерства здравоохранения Украины от 19 июня 1996 г. N 173).

Алексеев С.В., Хаймович М.Л., Кадыскина Е.Н., Суворов Г.А. Производственный шум. – Л., 1991. – 186 с.

4.

Калын Я. Б. Психическое здоровье населения пожилого и старческого возраста (клинико 5.

эпидемиологическое исследование): Автореф. дис...доктора мед. наук / Научно-методический центр по изучению болезни Альцгеймера и ассоциированных с ней расстройств НЦПЗРАМН. – М., 2001. – 32 с.

Семенов В.В. Математическое моделирование динамики транспортных потоков мегаполиса // Препринты 6.

ИПМ им. М.В. Келдыша. – 2004. – № 34. – 41 с. http://www.keldysh.ru/papers/2004/prep34/prep2004_34.html XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации УДК 699. Смирнов В.А.

АНАЛИЗ ВИБРОЗАЩИТНОЙ СИСТЕМЫ ВЫСОКОТОЧНОГО ОБОРУДОВАНИЯ В ВЕРОЯТНОСТНОЙ ПОСТАНОВКЕ Федеральное государственное бюджетное учреждение «Научно-исследовательский институт строительной физики» Российской академии архитектуры и строительных наук, Москва Россия, 127238, г. Москва, Локомотивный проезд, E-mail: belohvost@list.ru В работе рассматриваются аспекты расчета виброзащитных систем для высокоточного оборудования 1го класса точности (максимальная амплитуда скорости колебаний основания 0,0315 мм/с). В связи с тем, что колебания основания, вызванные естественным фоном города и наличием источников вибрации в здании установки высокоточного оборудования, представляют собой случайный процесс, проводится анализ рассматриваемой задачи в вероятностной постановке. На основе численного метода определения значений корреляционной функции входа и выхода, определяются средние квадратические отклонения скорости виброизолированной массы в зависимости от вязких и упругих параметров системы. Решается задача о вероятности превышения критерия виброзащиты в зависимости от комбинации параметров виброзащитной системы. Разрабатывается алгоритм решения вероятностной задачи в многомерной области на основе ПК MatLab с применением аппарата параллельных вычислений (Parallel Computing Toolbox). Проводится сравнительный анализ скорости решения задачи в зависимости от применяемого численного метода.

При проектировании виброизоляции для высокоточного оборудования зачастую возникает необходимость определения вероятности превышения случайной функцией (колебания виброизолированной массы) заданного уровня – критерия виброзащиты [1,2,3]. Под критерием виброзащиты понимается максимальная амплитуда скорости колебаний основания [1] или её среднеквадратическое значение, в соответствии с [2]. Так, для оборудования 1го класса [1] максимальная амплитуда виброскорости составляет 0,0315 мм/с, что является труднодостижимым уровнем для линейных виброзащитных систем.

Рассмотрим линейную виброзащитную систему, представленную на рис. 1 и определим набор параметров системы, при которых значения виброскорости защищаемой массы m будут укладываться в критерий [1].

Рис. 1. Расчетная схема виброзащитной системы Из теории случайных процессов [4] известно, что при стационарных колебаниях основания можно получить соотношение, связывающее спектральную плотность Sх(w) относительного смещения массы х(t) со спектральной плотностью воздействия основания Sу(w):

S x ( ) = H (i ) S y ( ) (1) где H (i ) - модуль передаточной функции, связывающий вход y(t) с относительным смещением виброизолированной массы.

Считая, что для х(t) имеет место нормальное распределение (что имеет место для низкочастотного фона города), можно найти математическое ожидание mx и среднее квадратическое отклонение x.

Зная параметры нормального распределения, находим вероятность того, что относительное смещение x не превысит значение x0.

t x P( x(t ) x0 ) = e 2 dt = () (t1 ) (2) x mx где t1 = 0 (3).

x XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации С появлением высокопроизводительных вычислительных комплексов типа MatLab оказывается возможным значительно повысить размерность решаемой задачи, в частности определить вероятность превышения критерия по формуле (2) не только при фиксированных значениях х0 и x, но также и в зависимости от параметров системы: демпфирования и собственной частоты упругого подвеса.

Уравнение вынужденных колебаний защищаемой массы m записывается в виде:

+ 2 x + 0 x = 2 y + 0 y x (3) c k где, = = 2m m Тогда передаточная функция рассматриваемой системы имеет вид:

2 + 2 i H (i ) = 2 0 0 + 2 i (4) Примем, что колебания основания происходят со спектральной плотностью Sy(), описываемой следующей формулой (согласующейся с данными замеров естественного низкочастотного фона города):

0, sГц S y ( ) ( s1 Гцs0 ) s1 + 2 s0, 2 Гц = (5) 5 4 sГц 16, 4 Гц 1 где параметры s0, s1 могут варьироваться в зависимости от места строительства. В общем случае можно принять s0 = 16 мкм/с, s1 = 10 мкм/с. Спектральная плотность колебаний основания представлена на рис. 2.

Рис. 2. Спектральная плотность колебаний основания Спектральная плотность колебаний виброизолированной массы при различных значениях демпфирования и фиксированной собственной частоте представлена на рис. 3.

Рис. 3. Спектральная плотность колебаний виброизолированной массы XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Рис. 3 представляет возможность наглядно оценить влияние демпфирования на амплитуду колебаний виброизолированной массы, а также, при изменении параметра фиксированной частоты 0, и влияние таких параметров системы, как масса m и жесткость пружины k.

Значение среднего квадратического отклонения виброскорости массы m можно найти, воспользовавшись формулой:

S x2 = ( )d (6) x Зависимость среднего квадратического отклонения скорости колебаний виброизолированной массы представлена на рис. 4.

x Рис. 4. Зависимость Используя данные рис. 4 представляется возможным на стадии проектирования системы виброзащиты по любому заданному входному спектру производить оценку параметра x и предлагать меры по его корректировке.

Необходимо отметить, что в процессе вычисления интеграла в (2) при ручном счете достаточно воспользоваться таблицами значений функции Лапласа ( x). При работе с MatLab возможно либо провести вычисление интеграла в (2) каким-либо известным методом, либо воспользоваться преобразованиями через встроенную функцию erf(x) [5,6]. В таком случае, вычисление ( x) сводится к выражению:

(1 + erf ( x) ) ( x) = (7) Таким образом, вероятность (2) может быть построена графически в зависимости от параметров системы и 0 при различных пороговых значениях х0.

Анализ формулы (2) и рис. 5 показывает, что при снижении порогового значения х0, вероятность превышения критерия увеличивается с увеличениеми 0. При этом для виброзащитных систем с комбинацией параметров 0 {0,1...0,8 1, 0} ;

{0, 01...0, 08 0,1} вероятность превышения критерия составляет менее 0,04. Здесь следует сделать оговорку – вероятность 0,04 – это вероятность наступления предельного состояния (превышение критерия виброзащиты), которое не может рассматриваться как массовое событие, т.е. это число не позволяет судить о качестве конструкции. Однако это значение позволяет сравнивать две виброзащитные системы и предпочтение отдавать той, у которой данное значение оказывается меньшим.

Указанные ранее границы параметров для 0 и на практике ок азываются труднодостижимыми, например, для виброзащитной системы с f0 = 0,8 Гц, необходимо применять массивный инерционный блок массой 60 т (данная задача рассмотрена в работе [7]). В связи с этим стоит задача разработки виброзащитной системы с малой собственной частотой – менее 1 Гц – при сохранении габаритов виброизолируемого оборудования. Такая задача может быть решена либо применением активной системы XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации виброизоляции, как рассмотренной в [8], либо использованием нелинейных виброизоляторов квазинулевой жесткости [9].

Рис. 5. Вероятность превышения случайной функцией x(t) порогового значения x0=2 мкм/с При решении указанной в работе задаче пришлось столкнуться с некоторыми вычислительными сложностями. При вычислении интеграла от корреляционной функции при спектре выхода (1) в квадратурах с помощью стандартной процедуры quad в ПК MatLab, решение, даже при малом шаге разбиения подынтегральной функции расходится. Увеличение точности решения – параметр tol с 1е-6 (по умолчанию) до 1е-12 не привело к получению решения. Встроенный метод интегрирования с адаптивной квадратурой Лобатто quadl [5] не дает значительного улучшения, а процедура интегрирования с адаптивной квадратурой Гаусса-Кронрода quadgk [5] не имеет возможности применять функции с несколькими входными параметрами – отсутствует параметр varargin{:} в процедуре решения. При этом для решения практических задач крайне важно иметь возможность вычислить значение интеграла при различных параметрах системы – например, демпфировании или собственной частоте виброзащитной системы. Поэтому отсутствие параметра varargin{:} в процедуре интегрирования резко снижает круг исследуемых проблем.

В связи с этим, в рамках данной работы, возникла задача построения метода численного интегрирования функции от независимой переменной х, а также n-различных параметров, которая давала бы решение в случае значительных осцилляций подынтегрального выражения. В качестве метода был выбран Метод Монте-Карло [8,9] и написана процедура отыскания интеграла в ПК MatLab. Вычисление интеграла по методу Монте-Карло представлено следующей формулой:

ba N b fi (ui ) f ( x)dx (8) N i = a где f(u) – значение функции в точке u, равномерно распределенной на [a,b], N – число точек.

б) а) Рис. 6. Сравнение методов интегрирования Монте-Карло (красным) и квадратур (синим) при шаге по времени =1 с. (а) и 0,1 с. (б) XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Методы интегрирования МК применяются во многих отраслях науки, например [9]. Их сходимость доказана в [8,9] и здесь рассматриваться не будет.

На рис. 6 а, б приведено сравнение результатов интегрирования выражения корреляционной функции K x ( ) = 1 S x ( ) cos( )d по методу Монте-Карло и стандартной квадратуре при различном числе точек N.

Анализ рис. 6 а,б показывает, что в отличие от метода интегрирования в квадратурах, метод Монте-Карло показывает лучший результат, более того в области 0 – 7 с и 12 – 16 с методы сходятся довольно хорошо (при малом разбиении ). В случае уменьшения шага по времени, сходимость методов отмечается уже на меньшем интервале 0 – 2,4 с.

Погрешность метода Монте-Карло, в соответствии с центральной предельной теоремой, составляет [8], тогда как широко распространенный метод трапеций имеет погрешность 1/n2, а N метод Симпсона 1/n4.

Возможно реализовать два подхода к построению метода – вычисление в соответствии с определением (8) используя оператор цикла, который на каждом шаге вычисляет значение функции fi(ui) а после выхода из цикла суммирует их (imm_1), либо работа с векторами случайных точек ui, по которым вычисляется вектор значений функций f(ui) (imm_2). Суммирование ведется с помощью встроенной в MatLab функции sum. В связи со спецификой ПК MatLab, реализация второго подхода оказывается более эффективной. Вместе с тем, значение интеграла при N=106 определяется с точностью до третьего знака после запятой. В таблице 1 представлены результаты трех вызовов процедуры imm_2 (интегрирование методом Монте-Карло с применением второго подхода) и вызова процедуры интегрирования в квадратурах при = 2 c.

Табл. № исп. imm_2 quad 1 -6. -6. 2 -6. 3 -6. среднее -6. Последние версии ПК MatLab поддерживают функцию распараллеливания вычислений, как используя мощности одной рабочей станции, так и используя кластерные системы. Пример вычисления подынтегральной функции при использовании алгоритмов последовательного и параллельного вычисления представлен на рис. 7.

Рис. 7. Сравнение результатов параллельного и последовательного вычислений Результаты рис. 7 произведены при загрузке 4 ядер процессора (Core 2 Quad @3,0 Ггц).

Быстродействие последовательного выполнения алгоритма при N=10 – 103, связано с тем, что при параллельном выполнении необходимо время на разделение задачи между решателями и перенос данных XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации на них. При этом время вычисления при параллельном выполнении алгоритма практически не зависит от N {10...104 }.

Как показывают результаты расчетов рис. 7, наиболее быстродейственной оказывается матричное представление алгоритма Монте-Карло. В данном случае ограничением на максимальное N может быть размерность вектора f(u), которая зависит от конфигурации компьютера и составляет Nmax = 107 – 108.

Однако в таком виде возможно деление вектора f(u) на части и параллельное вычисление каждой части.

Далее рассмотрен практический пример вычисления матрицы, элементы которой являются значения корреляционной функции линейной виброзащитной системы при прогоне параметров демпфирования и собственной частоты. Параллельная обработка матрицы корреляционной функции при изменении параметров и размерностью 40402х403 ячейки при загрузке 8 ядер процессора ( Core i-7 2600K @4, Ггц) заняло 14215,45 секунд при N=106. Результат представлен на рис. 8.

Рис. 8. Корреляционная функция в пространстве и Таким образом, рассмотренный метод имеет довольно высокую точность в сравнении со стандартным методом интегрирования в квадратурах при сохранении быстроты и возможности работы с быстро осциллирующими функциями. В силу «заточенности» ПК MatLab под матричные вычисления алгоритм вычисления необходимо адаптировать под работу с матрицами.

ЛИТЕРАТУРА Рекомендации по виброзащите несущих конструкций производственных зданий//ЦНИИСК им. В.А.

1.

Кучеренко. – М., 1988. – 217 с.

2. Evolving Criteria for Research Facilities: Vibration, (with Hal Amick, Michael Gendreau, and Todd Busch), Proceedings of SPIE Conference 5933: Buildings for Nanoscale Research and Beyond, San Diego, CA, July 31 August 1, Смирнов В.А. «Кинематическая виброзащита объектов, чувствительных к вибрации». Промышленное и 3.

гражданское строительство в современных условиях. Материалы Международной научно - технической конференции студентов.// Моск. гос. строит. ун-т. - М.: МГСУ, Светлицкий В.А. Случайные колебания механических систем. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.:

4.

Машиностроение, 1991. – 320 с.

5. MatLab R2010b User’s guide. MathWorks Corp, 2010.

6. Cody, W. J., "Rational Chebyshev Approximations for the Error Function," Math. Comp., 631–638, 1969.

Мондрус В.Л., Смирнов В.А. «Динамический анализ систем виброзащиты выскоточного оборудования с 7.

применением ПК MSC Software» //Форум MSC Software 2011, эл.-опт. диск.

И.М. Соболь. Численные методы Монте-Карло.// Главная редакция физико – математической литературы 8.

изд-ва «Наука», 1973.

9. Shlomo Mark, Shaul Mordechai. Applications of Monte Carlo method in science and engineering. // InTech, 2010, Croatia XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации УДК 534.835. Ю.А. Смирнов, А.В. Пышин, В.А. Якимов МОДЕЛИРОВАНИЕ ВИБРАЦИИ СУДОВОГО ОБОРУДОВАНИЯ С ЭЛЕКТРОПРИВОДОМ ИНДУКТОРНОГО ТИПА ГНЦ РФ ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»

Россия, 196158 Санкт-Петербург, Московское шоссе Тел.: (812) 4154802;

Факс: (812) В конце прошлого века в России для судового вспомогательного оборудования были разработаны и предложены в качестве электропривода – электродвигатели индукторного типа. Особенностью этого типа электродвигателя является возможность регулирования частоты вращения ротора за счет изменения частоты следования электромагнитных импульсов. Вопросы, связанные с вибрацией судового оборудования с такими электродвигателями, до настоящего времени практически мало изучены. Как, известно, одним из направлений снижения вибрации и воздушного шума машин и механизмов наиболее эффективным является снижение вибрации в источнике. Для разработки технических решений, направленных на снижения вибрации такого судового оборудования, необходимо исследования процессов возникновения динамических сил, вызывающих вибрацию. В результате выполненных теоретических и экспериментальных исследований впервые была разработана математическая модель процесса возникновения вибрации оборудования от действия импульсных электромагнитных сил, генерируемых индукторным электроприводом. В качестве объекта исследования был выбран судовой центробежный насос вертикального исполнения. Разработанная модель показала достаточную для практики сходимость результатов. В сообщение приведены результаты математического моделирования импульсных сил электромагнитного происхождения, возбуждающих вибрацию оборудования с индукторным электродвигателем.

Насосы индукторного типа с акустической точки зрения представляют для судовых акустиков малоизученную область. Применение таких насосов на судах требует их изучения с целью выявления источников их повышенной вибрации, характера распределения и оценки сил электромагнитного происхождения и других вопросов. При проектировании и изготовлении насосов такого типа предварительные (ожидаемые) оценки их виброшумовых характеристик не проводились и ни какие виброакустические расчеты не делались. Поэтому проведение виброшумовых испытаний насосов этого типа было затянуто во времени за счет индивидуальной акустической доводки каждого насоса до уровней предъявленных требований по виброшумовым характеристикам.

Учитывая практический опыт, полученный в период виброшумовых испытаний таких насосов, можно сделать предварительное обобщение полученных результатов и наметить пути для совершенствования электроприводов индукторного типа.

Как известно из всех направлений снижения вибрации и воздушного шума оборудования самым эффективным является снижение уровней вибрации в источнике. Одним из основных вопросов в этом направлении является исследование причин и характера динамических сил, возбуждаемых в оборудовании. Основные динамические силы, вызывающие вибрацию насоса с электроприводом индукторного типа, есть внутренние силы электромагнитного взаимодействия роторной и статорной частей электропривода, при чем характер этих сил является импульсным. В общем случае эти силы раскладываются на: радиальную (тяжения), тангенциальную и аксиальную силы. Из принципа работы насосов индукторного типа, можно предположить, что величина импульса электромагнитных и место приложения их реакции к корпусу насоса изменяется во времени, при чем распределение импульсов по пространству зависит от закона управления электроприводом. Если предположить, что «амплитуды импульсов» и время их приложения имеют элементы случайности (изготовить полностью симметричную электрическую машину практически не возможно и не нужно), можно верхнюю оценку спектральной плотности динамических сил, электромагнитного происхождения. Предположим, импульсные электромагнитные силы можно представить в виде стационарного пуассоновского процесса:

p(t ) = a F (t t ) s( ) равна [1]:

и соответствующая ему спектральная плотность s ( ) = 2 n1 а f 2 ( ), F (t ) – быстро убывающая функция описывающая форму электромагнитных импульсов, где a, t – соответственно случайные «амплитуда импульсов» и момент их возникновения, XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации n1, a – средние значения частоты следования импульсов и средний квадрат модуля «амплитуда импульсов» соответственно.


Из последнего выражения видно, что средняя частота следования импульсов n1 и случайные «амплитуды импульсов» a влияют только на общий уровень спектральной плотности, а форма спектра полностью определяется формой импульса. Спектр отдельного импульса электромагнитного импульса () имеет амплитудную плотность f, которая не зависит от момента возникновения импульса t. Он импульса F (t t ) j как фазовый множитель e t. И, следовательно, для проявляется в спектре последовательности электромагнитных импульсов, каким-то образом разбросанных по временной шкале, () спектр будет иметь общую огибающую f, резко изрезанную в результате того, что на каждой t.

частоте происходит интерференция колебаний с разными фазами Предполагая, что моменты времени t случайны и на интервале измерения можно считать равномерно распределенными, то в среднем интерференция «замажется» и в интенсивность войдет только квадрат одинаковой для всех () импульсов огибающей f.

Учитывая, что длительность и форма импульса электромагнитной силы для реальных электродвигателей индукторного типа может меняться в определенных пределах, был выполнен численный эксперимент для различных моделей импульсов. В таблице 1 приведены параметры моделирования импульсов динамических сил генерируемых индукторным насосом.

Таблица 1.

Дисперсия импульса, Длительность Дисперсия импульса, Н Форма импульса Н импульса/частота, с/Гц (временная область) (частотная область) Прямоугольная 0.00100/960 0.92 0. Прямоугольная 0.00052/1920 1.65 1. Прямоугольная 0.00026/3840 2.76 2. Трапецеидальная 0.00100/960 1.03 0. Среднее значение частоты следования электромагнитных импульсов было принято 40 Гц.

«Амплитуды импульсов» для каждой модели были выбраны из условия равенства импульса силы. На рисунке 1 приведены спектры электромагнитных импульсов с параметрами, приведенными в таблице 1.

Из рисунка 1 видно, что форма спектров импульсных электромагнитных сил зависит от формы и длительности импульса. Значения уровней СКЗ динамической силы на определенной частоте меняется в зависимости от формы импульса, на пример на частоте 500 Гц приращение уровня СКЗ динамической силы составляет 1.8, 4 и 5 дБ относительно значения прямоугольного импульса с длительностью 0.00100 с (960 Гц). На рисунке 2 приведены спектры электромагнитного импульса и серии последовательных импульсов для модели прямоугольного импульса с длительностью 0.00026 с (3840 Гц). Из рисунка видно, что спектр серии последовательных импульсов носит линейчатый характер с частотой следования импульсов 40 Гц, заполняющей всю измеряемую частотную область.

Причем огибающая спектра последовательных импульсов является спектр импульса, то есть последний спектр является оценкой сверху спектра последовательных импульсов. Наблюдаемая в спектре последовательных импульсов «изрезанность» амплитуд спектральных составляющих можно объяснить дискретным характером исходных данных и особенностями дискретного преобразования Фурье, хотя при этом сохраняется монотонный характер спектра.

На рисунке 3 представлен фрагмент спектров последовательности импульсных динамических сил (частотный диапазон 500 1000 Гц) для различных моделей (для большей наглядности спектры смешены по частотной шкале).

На рисунке 3 видно, что максимальная разница в уровнях отдельных спектральных составляющих для различных моделей импульсов динамических сил составляет 6 9 дБ.

Оценку спектра вибрации в точках насоса можно получить, используя следующее соотношение:

S вибр. ( ) = H ( ) S д.с. ( ), где H ( ) 2 – квадрат модуля передаточной функции в точке измерения;

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации S д.с. ( ), S вибр. ( ) – спектры последовательности импульсных динамических сил и вибрации в точке измерения соответственно.

0. прям. 960 Гц прям. 1920 Гц прям. 3840 Гц трап.

0. 0. 0. СКЗ, Н 0. 0. 0. 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 Частота, Гц Рис. 1. Спектры моделируемых импульсных динамических электромагнитных сил (диапазон до 4000 Гц, шаг 2 Гц) 0. 0. импульс серия импульсов 0. 0. CКЗ, Н 0. 0. 0. 0. 0. 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 Частота, Гц Рис. 2. Спектры электромагнитного импульс и серии последовательных импульсов для модели прямоугольного импульса с длительностью 0.00026 с (3840 Гц) (диапазон до 4000 Гц, шаг 2 Гц) Для получения качественной оценки уровней вибрации в точке R по результатам виброшумовых измерений была оценена передаточная функция и получена качественная оценка спектра вибрации в этой точке. На рисунке 4 представлен результат качественной оценки спектра вибрации в точке R насоса (для сопоставления принималось равенство дисперсий модели трапецеидального импульса с длительностью 0.00100 с).


Из полученного результата видно, что частотный состав спектров последовательности импульсных электромагнитных сил и измерений вибрации практически идентичен. Кроме того, в измеренном спектре имеется ряд частот, источником которых являются процессы не связанные с импульсным характером сил электромагнитного происхождения. Наблюдаемые расхождения в амплитудных значениях спектральных составляющих можно объяснить ошибкой определения передаточной функции и неизвестными параметрами импульса сил электромагнитного происхождения.

Дискретные составляющие в диапазонах частот (250 320 Гц и 500 700 Гц) могут быть идентифицированы как подшипниковые частоты.

ВЫВОДЫ:

на основе анализа результатов натурных вибрационных испытаний судового оборудования с индукторным электроприводом разработана физико-математическая модель процесса XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации возникновения вибрации оборудования от действия импульсных электромагнитных сил, генерируемых электроприводом;

выполнен теоретический анализ взаимосвязи основных параметров физико-математической модели на величину вибрации судового оборудования с индукторным электроприводом;

сопоставление результатов экспериментальных измерений вибрации судового оборудования с индукторным электроприводом с данных моделирования показали достаточную для практики сходимость результатов;

полученные результаты могут использоваться проектантами индукторных электроприводов для разработки технических решений, направленных на снижение их виброшумовых характеристик.

0. прям. 960 Гц прям. 1920 Гц прям. 3840 Гц трап.

0. 0. 0. СКЗ, Н 0. 0. 0. 500 550 600 650 700 750 800 850 900 950 Частота, Гц Рис. 3. Фрагмент спектров последовательности импульсов для различных моделей (диапазон до 500 Гц, шаг 2 Гц) 0. серия импульсов импульс 0.06 ЦН- 0.05 280 Нормированный уровень 160 0. 560 480 0.03 69 100 0. 17 385 0. 0. 0 100 200 300 400 500 600 700 Частота, Гц Рис. 4. Качественная оценка спектра вибрации в точке R насоса (диапазон до 800 Гц, шаг 2 Гц) ЛИТЕРАТУРА 1. Рытов С.М, Введение в статистическую радиофизику // «Наука»,-М.:, 1966 г.

XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации УДК 534. А.Н.Соколов РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК РЕЗИНОКОРДНОГО ПАТРУБКА С ЖИДКОСТЬЮ ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова»

Россия, 196158, Санкт-Петербург, Московское шоссе, д. 44.

Телефон +7 (812) 723-66-07;

Факс: +7 (812) 727-96- E-mail: krylov@krylov.spb.ru Выполнена отработка технологии экспериментального определения сопротивлений упругих элементов с жидкостью и получение фактических значений механических и акустико-механических сопротивлений прямоточного патрубка, на базе использования аттестованных методик измерения указанных величин.

Представлены новые экспериментальные данные о сопротивлениях патрубка с жидкостью. Рассмотрены особенности применения различных типов экспериментальных установок.

Введение Для направленного проектирования виброакустической защиты гидравлических систем трубопроводов необходимо прогнозировать их виброшумовые характеристики в широком диапазоне частот. В реальных гидравлических системах, с которыми приходится иметь дело в судостроительной практике, наиболее актуальным является диапазон низких и средних частот и при практических расчетах как правило ограничиваются диапазоном с верхней границей 1000 Гц. В таком диапазоне частот трубопровод можно рассматривать как совокупность одномерных элементов, точечно контактирующих между собой, где динамическое поведение любой точки можно характеризовать 14-ю параметрами, а именно линейными силами и скоростями в трех направлениях, моментами и угловыми скоростями вокруг трех осей и гидродинамическим шумом (звуковым давлением) и объемной скоростью в направлении распространения плоской волны в рабочей среде. В этом случае каждый элемент трубопровода описывается передаточной матрицей размерностью 14x14, связывающей кинематические и динамические параметры на его входе и выходе.

Одним из основных средств виброизоляции трубопроводов являются патрубки рукавного типа.

Конструктивно такой патрубок - это резинокордная оболочка с присоединительными фланцами. В рамках описанной выше модели колебаний трубопровода, патрубок характеризуется матрицей сопротивления размерностью 14х14.

В работах Попкова В.И. [1 - 3] рассмотрены принципиальные измерительные схемы для определения элементов передаточной матрицы, реализованные в методиках [4, 5]. Данные методики устанавливают процедуры измерения сопротивлений гибких вставок в трубопроводы с жидкостью.

В настоящей работе на основе методик [4, 5] рассматриваются некоторые способы экспериментального определения сопротивлений и особенности их практического применения.

Измерительная установка Исследования проводились на установках, представленных на рисунках 1 и 2.

Рис. 1. Схема измерительной установки № XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Рис. 2. Схема измерительной установки № Установка № 1 состоит из фундаментных конструкций 1, опорной стойки 2, одного патрубка 3, измерительных камер 4, электродинамического вибратора 5. Данная установка предназначена для определения акустических сопротивлений. Здесь и далее за «вход» патрубка условно принимается сечение, со стороны которого прикладываются возбуждающие усилия, а за «выход» - сечение, контактирующее с упорным фундаментом.

Измерительная установка № 2 позволяет определять сопротивления по отношению к продольной (Fx) и перерезывающей (Fy) силам и моменту (Mz). Установка состоит из фундаментных конструкций 1, двух одинаковых патрубков 2, двух электродинамических вибраторов 3, упорного коромысла 4. Наличие двух патрубков обусловлено требованием отсутствия поворотов фланцев при поперечном возбуждении и линейных смещений при возбуждении моментом.

Для выделения линейных составляющих сил и скорости, а также моментов и угловых составляющих скорости производилось мгновенное суммирование сигналов с нескольких датчиков с использованием специально разработанных суматоров-вычитателей.

Результаты измерений На рисунках 3-6 представлены модули сопротивлений.

Импеданс, Н/м/с Z_входное Z_передаточное 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1 10 100 Частота, Гц Рис. 3. Модули сопротивлений по отношению к продольной силе XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации Импеданс, Н*м/рад/с Z_входное Z_передаточное 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1 10 100 Частота, Гц Рис. 4. Модули сопротивлений по отношению к моменту Импеданс, Н/м/с Z_входное Z_передаточное 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1 10 100 Частота, Гц Рис. 5. Модули сопротивлений по отношению к поперечной силе Импеданс, Pa/м^3/с Z_входное Z_передаточное 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1.E+ 1.E+ 10 Частота, Гц Рис. 6. Модули сопротивлений по отношению давлению в среде XXV сессия Российского акустического общества, Сессия Научного совета по акустике РАН Содержание Шумы и вибрации В процессе измерений был выявлен ряд особенностей представленных выше установок, влияющих на результаты измерений. Так на установке № 1 ввиду недостаточной жесткости стойки 2, не удалось обеспечить отсутствия перемещений входного фланца во всем частотном диапазоне. В связи с этим достоверными были признаны результаты только в диапазоне частот до 100 Гц.

На установке № 2 податливость коромысла, к которому прикладывалась возбуждающая сила, сказывается на частотной характеристике входного сопротивления при продольном и моментном возбуждении. В связи с этим при проектировании установки необходимо обеспечить, чтобы собственные частоты коромысла лежали выше верхней граничной частоты измерений. Кроме того, необходимо отметить, что установка № 2 не позволяет точно определять механические и акустико-механические сопротивления при продольном возбуждении, поскольку в этом случае невозможно обеспечить граничные условия по жидкости на входе. При этом, поскольку при изгибных колебаниях в рассматриваемом диапазоне частот жидкость можно рассматривать как чисто инерциальную нагрузку, то при возбуждении перерезывающей силой и моментом несоблюдение упомянутых граничных условий не будет влиять на результаты измерений.

ЛИТЕРАТУРА Попков В.И., Попков С.В. Колебания механизмов и конструкций. С-Петербург, 2009 г.

1.

Кузнецов Н.А., Попков В.И., Попков С.В., Черноберевский В.В. Сопротивления гибких вставок, 2.

устанавливаемых в трубопроводы с жидкостью // Судовая акустика. Труды ЦНИИ им. акад. А.Н.Крылова, 2002, вып. 12 (296).

Попков В.И., Попков С.В. Метод измерения акустических сопротивлений элементов систем трубопроводов // 3.

Техническая акустика, Комплексные акустико-механические и механико-акустические сопротивления упругих вставок в системы 4.

трубопроводов и воздухопроводов. Методика выполнения измерений. ИМЯН 63-308-03МИ. Свидетельство № 308/6-03. ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н.Крылова», Санкт Петербург, 2003.

Комплексные механические и акустические сопротивления упругих элементов систем трубопроводов.

5.

Методика выполнения измерений. ИМЯН 63-268-01МИ. Свидетельство № 346/6-07. Регистрационный код МВИ по Федеральному реестру ФР.1.36.2002.00551. ФГУП «ЦНИИ им. акад. А.Н.Крылова», Санкт Петербург, 2001.



Pages:     | 1 | 2 ||
 





 
© 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.