Методика проектирования виброзащитных систем судовых энергетических установок

Размещено на http://www.allbest.ru/

Методика проектирования виброзащитных систем судовых энергетических установок

Введение

виброакустический судно защитный

Необходимость обеспечения заданных виброакустических характеристик судна связана с вопросами акустической скрытности, улучшением условий эксплуатации навигационных гидроакустических комплексов и требованиями надежности электроэнергетического и электромеханического оборудования. В ряде случаев оборудование нуждается в средствах вибрационной и акустической защиты.

Основным аспектом проектирования виброзащитных систем является согласование частотных характеристик системы и возбудителей, что позволяет избегать нежелательных резонансных колебаний. Возбудителями на судах являются воздействия как со стороны виброизолируемого агрегата (внутренние возбудители), так и со стороны других источников (внешние возбудители). Совместить частотные характеристики виброзащитной системы и возбудителей так, чтобы ни одна из частот свободных колебаний не налагалась ни на одну из зон, можно лишь в исключительных случаях. Как правило, большая часть частот находится в какой-либо из зон частотного спектра возбудителей. Поэтому выбор рациональных значений частот свободных колебаний является компромиссом и основывается на анализе поведения системы в заданных диапазонах частот. Решение задачи оптимизации виброзащитных систем представляет собой сложную задачу из-за большого числа параметров и ограничений. Как отмечалось в [1], значительно снизить число оптимизируемых величин возможно за счет представления однотипных средств виброзащиты как упругих элементов с распределенными параметрами.

Цель работы. Сформировать общую методологию согласования частотных характеристик энергетической установки как единой пространственной системы при помощи функций распределения.

Материал и результаты исследований

Вопросы проектирования виброизоляции связаны с исследованиями колебаний систем в области низких и средних звуковых частот. Поэтому наиболее удобным расчетным инструментом является метод модального анализа. Применительно к сложным пространственным конструкциям метод развит в [2, 3, 4]. Основным вопросом расчета колебаний многомассовых систем является алгоритм формирования матрицы жесткости системы - [А]. Формализованные подходы составления матрицы [А] могут быть получены на основании уравнений колебаний твердого тела [1]. Покажем алгоритм расчета коэффициентов жесткости на примере пространственной системы, состоящей из трех масс (рис. 1). На рис. 1 упругие связи условно показаны стрелками. Будем считать, что для каждой пары масс и расчетной схемы по [1] рассчитаны матрицы жесткости в системах координат -го - и -го - тел. Также известны матрицы связи между системами координат двух тел (матрицы взаимного положения главных осей инерции):

где , , - расстояния между центрами масс тел и ; , , - косинусы углов между главными осями инерции двух тел.

В таком случае матрица коэффициентов жесткости системы в целом определится как:

Таким образом, уравнения [1] возможно использовать при описании пространственных многомассовых систем.

Основными критериями оценки эффективности виброзащитных систем являются: энергетические (потоки колебательной энергии), динамические (усредненные эффективные силы) и кинематические (средние квадраты скоростей, смещений или ускорений) показатели. Как известно из [5, 6], оценку эффективности системы виброизоляции во всем частотном диапазоне удобно осуществлять при помощи среднеквадратичных уровней вибрации в различных сечениях крепления. Возможность рассмотрения всех пассивных и полуактивных элементов виброзащитной системы как корректоров коэффициентов жесткости упругих подвесов объектов позволяет использовать метод сравнения среднеквадратичных уровней вибрации при оценке любой неактивной виброзащитной системы. Поэтому очевиден выбор энергетических показателей, как наиболее полно отражающих взаимосвязь между квадратами колебательных скоростей и динамическими свойствами (инерционными и упругими) виброизолирующих креплений.

Колебательная энергия системы в заданном направлении определяется через скалярное произведение действующих на нее сил и колебательных скоростей в контролируемых точках [2, 5, 6]:

.(1)

Выражение (1) записано для случая точечных контактов виброизоляторов (- число точек контакта, - усилие, деформирующее -й виброизолятор, - виброскорость верхней точки крепления виброизолятора, знак означает комплексное сопряжение).

Введем вспомогательные величины:

- постоянную составляющую перемещений группы виброизоляторов:

;

;

- коэффициент переменной составляющей перемещений группы виброизоляторов:

;

,

где , , , , , - составляющие полного вектора перемещений системы.

Тогда применительно к распределенным упругим подвесам колебательную энергию системы можно найти как:

(2)

Выражение (2) служит для расчета потоков колебательной энергии в направлениях главных осей жесткости виброизолирующего крепления на входе системы "виброизоляция - фундамент". На основании анализа потоков колебательной энергии для групп виброзащитных средств могут быть найдены рациональные параметры функций распределения, а также ряд вспомогательных величин, характеризующих поворот и наклон СВЗ.

Перейдем к рассмотрению диапазона частот колебаний, в котором виброизолированные механизмы и промежуточные металлоконструкции нельзя считать твердыми телами, поскольку в них начинают проявляться волновые процессы. На основании одной функции распределения могут быть получены различные варианты установки средств виброзащиты. Естественно, что перебором различных вариантов можно оказывать влияние на провалы кривой виброизоляции, обуславливаемые волновыми процессами в металлоконструкциях.

Для анализа волновых процессов предлагается представлять промежуточные конструкции в виде систем твердых тел, соединенных упругими связями [2]. Параметры упругих связей между точечными массами могут быть получены либо аналитически, либо из экспериментальных исследований (в том числе и по результатам моделирования методом конечных элементов). В таком случае для описания колебательных процессов используются приведенные выше формальные подходы составления уравнений. В качестве примера рассмотрим систему рис. 2.

Для промежуточной рамы составляется матрица жесткости без учета виброизоляторов:

Таблица

Затем по функции распределения находятся точки установки виброзащитных средств. Для каждого из виброизоляторов определяется ближайшая эквивалентная масса участка металлоконструкции. После этого составляются матрицы жесткости (рис. 2) для единичных средств в системах координат найденных масс. Полученные коэффициенты суммируются с соответствующими подматрицами жесткости промежуточной конструкции (для виброизоляторов № 1 и 5 эти подматрицы выделены цветом). Заключительным этапом является расчет колебаний и потоков энергии системы.

Выводы

Предлагаемый подход позволяет осуществлять согласование частотных характеристик виброизолированных многомассовых пространственных систем в области низких и средних звуковых частот. При этом за счет изменения представления систем вибрационной защиты сокращается число параметров оптимизации, упрощаются граничные условия поиска и появляется возможность использования традиционных методов оптимизации. Это позволяет учитывать все требования к виброзащитным системам и обеспечивать их синтез при любом количестве входных данных (имеется в виду знание спектрального состава виброактивных сил и особенностей волновых процессов в металлоконструкциях и т.п.).

Литература

виброакустический судно защитный

1. Кореневский Д.Л. Метод проектирования оптимальных виброзащитных систем // Збірник наукових праць Національного університету кораблебудування. - Миколаїв: НУК, 2005.-№2(401). - С. 80-86.

2.Ионов А.В. Средства снижения вибрации и шума на судах.- СПб.: ЦНИИ им. акад. А.Н. Крылова, 2000. - 348 с.

3.Ионов А.В. Математические модели сложных демпфированных конструкций // Борьба с вибрациями машин и установок.-Л.: ЛДНТП, 1983. - С. 23-28.

4.Ионов A.В. Оценка диссипативных характеристик демпфированных составных конструкций // Акустический журнал.-1984 30, №5. - C. 637-642.

5.Попков В.И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов.-Л.: Судостроение, 1974.-256 c.

6.Попков В.Л., Мышинский ЭЛ., Попков О.Л. Виброакустическая диагностика в судостроении.- Л.: Судостроение, 1989.-220 c.

Размещено на Allbest.ru