CC BY
83
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ОБЪЕКТОВ ТРАНСПОРТА
УДК 628.517.4.004.14
О. В. Щербакова,
Новосибирская государственная академия водного транспорта;
М. К. Романченко,
канд. техн. наук, Новосибирская государственная академия водного транспорта
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ СИСТЕМЫ ВИБРОЗАЩИТЫ С РАСПРЕДЕЛЕННЫМИ
ПАРАМЕТРАМИ
USING A SYSTEM OF VIBRATION PROTECTION WITH DISTRIBUTED
PARAMETERS
Статья посвящена важной проблеме снижения вибрации судовых механизмов. Рассматривается одно из современных направлений в виброизоляции: использование систем с распределенными параметрами на примере пружин малого диаметра.
The article is devoted to an important problem of decrease in vibration of ship mechanisms. One of modern directions in vibration isolation is considered: use of systems with the distributed parameters, on an example of springs of small diameter.
Ключевые слова: системы с распределенными параметрами, амплитудно-частотная характеристика, собственная частота, пружины малого диаметра.
Key words: systems with distributed parameters, amplitude-frequency response, own frequency, springs of small diameter.
ЕРЕД современными судостроителями стоит сложная задача, необходимость решения которой заклю-
обшивки, надстроек, судовых энергетических установок, приборов и аппаратуры всегда обеспечивают определенную для данного крепления жесткость, а значит, и конкретные резонансные частоты.
чается в улучшении виброзащиты судовых механизмов и, как следствие, улучшении обитаемости судов. Судно — сложная механическая система, которая откликается на колебания, возникшие в любой точке этой системы, и задачей конструктора является обеспечение отсутствия для всех защищаемых точек резонансных амплитуд. Отсутствие резонансных амплитуд для всех защищаемых точек сложных механических систем может быть обеспечено применением виброизолирующих механизмов с низкой жесткостью. Судовые виброизоляторы должны обладать максимальной эффективностью в диапазоне частот 6-35 Гц и обеспечивать защиту по шести степеням свободы.
Между тем существует диапазон частот механических колебаний, свойственных судну как упругому телу. Конструкция судна является оболочкой, симметричной относительно диаметральной плоскости. Обводы выполняются с учетом хорошей обтекаемости, что предполагает большие радиусы кривизны по сравнению с толщиной обшивки. Упругие продольные колебания распространяются со скоростью звука, для судов средней длины образуют множество частот от 100 Гц и выше.
Судовые механизмы создают вынуждающие силы и моменты с частотой от 150 до 2000 Гц от пересопряжения зубчатых колес, турбулентности в трубопроводах, нагнетателях и насосах.
Крепления элементов силового набора корпуса судна между собой, крепления
Поперечные колебания корпуса имеют существенно меньшую частоту от 2 Гц для двухузловой формы до 70 Гц при колебаниях обшивки между шпациями. Регулярная структура судового набора гарантирует присутствие всех частот в указанном диапазоне.
Судовые двигатели внутреннего сгорания создают вынуждающие силы и моменты с частотами 15-60 Гц от неравномерности рабочего процесса. Очевидно, что собственные и вынуждающие частоты хорошо согласованы. Это тоже неизбежно приводит к появлению множества резонансов и превышению допустимой вибрации.
В современном проектировании выйти из этой ситуации практически невозможно, поскольку дизельные двигатели не имеют альтернативы, а конструкция корпуса выбирается по множеству требований, которые нельзя обойти.
Задача виброизоляции сложных механических систем, элементы которых имеют самые различные частоты собственных колебаний, еще больше осложняется тем, что вибрирующие объекты имеют, как правило. полигармонические колебания.
Общая картина вибрации дизеля наилучшим образом может быть представлена в форме амплитудно-частотной характеристики (АЧХ). Обычный метод построения АЧХ состоит в определении стационарной амплитуды выбранной координаты и построении по точкам всей характеристики [1, с. 66-71]. Известно, что равномерно изменяющаяся частота вынуждающей силы порождает несколько меньшую амплитуду при переходе через резонанс [2]. Различие между истинной амплитудой и полученной на переменной частоте зависит от многих факторов, главные из которых — скорость изменения частоты и демпфирование в системе [1].
Главное требование для обеспечения эффективной виброизоляции — исключить возможность появления резонансных режимов, это возможно лишь в одном случае, если поле амплитудно-частотной характеристики в зоне рабочих частот вибрирующего объекта будет «чистым». Резонансные пики должны быть сдвинуты влево на амплитудно-частот-
ной характеристике из зоны рабочих частот источника вибрации [4].
В области частот судовой вибрации (1,4-90 Гц) основной вклад в ее передачу на судовой фундамент определяют силы упругости. С повышением частоты (90-11 000 Гц) роль упругих сил убывает и существенный вклад вносят силы инерции. Инерционные силы проявляются на частотах собственных колебаний виброизоляторов. Для металлических виброизоляторов несущественны вязкие силы, которые зависят от скорости деформации, если в конструкции не предусмотрены ползуны [5, с. 77-80].
Несмотря на большое разнообразие форм и конструкций стандартных виброизоляторов, их общей чертой можно назвать резонансную собственную частоту колебаний установленного оборудования по отношению к диапазону судовой вибрации. Это относится ко всем опорам, в том числе и к легким опорам для радионавигационного оборудования. Основная причина высокой собственной частоты является неустранимой в рамках существующей технологии судостроения. Обойти данное ограничение удалось на основе принципов, заложенных в работах школы проф. А. К. Зуева [5], использования опор на основе пружин малого диаметра. Два главных качества этих опор (высокая жесткость и хорошая звукоизоляция) являются новым сочетанием в технике.
Основная задача при проектировании таких опор состоит в распределении собственных частот пружин в диапазоне частот судовой вибрации. Необходимо расщепить резонансные частоты на такое расстояние, чтобы пересечение АЧХ проходило на одном уровне коэффициента динамичности. Критерием расщепления примем динамичность в точках пересечения АЧХ.
Пусть дано критическое значение коэффициента динамичности в [5], выше которого не должна быть динамичность системы. Зададим собственную частоту ю1 первого упругого элемента, тогда правая граница частоты
а>1Л=ш
І
1+-
1
кр.
(1)
Выпуск 1
Зададим собственную частоту ю2 второго упругого элемента, тогда левая граница частоты
Ю2Х=ю2
1--
1
Р
(2)
кр.
Условие пересечения обеих кривых в заданной точке
ю.„=а . от.
(3)
Из уравнений (1)-(3) получим
.А
\
1+-
р
кр.
=
1 —
\
р +1
Г кр.
(4)
Ркп- 1
' кр.
р
кр.
В результате получится следующая зависимость для ряда собственных частот системы
Ркр. +1
Ркр. -1
(5)
Формула (5) показывает, что ряд собственных частот образует геометрическую прогрессию. Показатель прогрессии зависит
от заданной динамичности распределенной системы. Составляя ряд параметров, получим упругий элемент с распределенными собственными частотами. Общий вид отдельных АЧХ для элемента из семи пружин показывает пересечение графиков на одном уровне
Ркр. = 3 [5] (рис- 1).
Внутреннее трение в опоре приводит к рассеиванию энергии. Прочная сталь имеет крайне низкий декремент затухания свободных колебаний, поэтому рассеивание энергии происходит за счет внешнего трения о воздух.
Эффективность системы оценивается по параметрам вибрации источника, через коэффициент виброизоляции или коэффициент передачи силы [3, с. 14-17], равный отношению амплитуды силы на основании к амплитуде вынуждающей силы.
Выводы
1. Основной недостаток стандартных виброизоляторов (высокая жесткость) устраняется при использовании упругих элементов с распределенными параметрами.
2. Оптимальная по жесткости подвеска должна иметь одинаковые собственные частоты по всем степеням свободы. Выбор собственных частот определяется наименьшей частотой вынуждающей силы.
Рис. 1. АЧХ для семи пружин с распределенными параметрами
3. При равенстве компонентов жесткости виброизоляторов колебания разделяются по степеням свободы наиболее полно. Резонансные колебания распределенной системы возникают
только в некоторой части упругих элементов.
4. Сжатые пружины малой высоты существенно снижают жесткость в поперечном направлении.
Список литературы
1. Барановский А. М. Численное исследование виброизолирующих систем / А. М. Барановский // Научные проблемы транспорта Сибири и Дальнего Востока. — Новосибирск: НГАВТ, 2002. — 1.
2. Бидерман В. Л. Теория механических колебаний / В. Л. Бидерман. — М.: Высш. шк., 1980. — 408 с.
3. Валунов А. О. Равночастотное виброизолирующее крепление механизма / А. О. Валунов // Акустика судов и океана: тр. ЛКИ. — Л., 1982.
4. Глушков С. П. Виброизоляционные системы тепловых машин / С. П. Глушков, А. М. Барановский. — Новосибирск: Наука, 1996. — 300 с.
5. Романченко М. К. Моделирование динамических характеристик виброизоляторов / М. К. Романченко // Речной транспорт (XXI век). — М., 2008. — № 5.
УДК 004.732 Г. А. Гора,
ФГОУ ВПО «Волжская государственная академия водного транспорта»
ПОСТРОЕНИЕ ЛОКАЛЬНОЙ СЕТИ ДЛЯ ДИСПЕТЧЕРСКОЙ СЛУЖБЫ УПРАВЛЕНИЯ ЭНЕРГООБЪЕКТАМИ
LOCAL NETWORKING FOR ENERGY UNITS CONTROL DISPATCH SERVICE
В работе рассматривается задача построения системы передачи управляющей информации и данных о состоянии управляемого объекта от контролируемых пунктов (ПС-электроподстанции) к пунктам управления предприятий электросетей через узловые подстанции.
We consider the problem of constructing a system of control information transmission and the state of the managed objectfrom the controlled points (PS-power substation) to the control points of electric companies through the nodal substation.
Ключевые слова: локальные сети, диспетчерская служба электросетей.
Key words: local area networks, electricity dispatching service.
РАЗВИТИЕМ научно-технического кими объектами решается не без участия ЭВМ.
прогресса выполнение многих тех- В настоящее время ЭВМ решает не только за-
нических операций в энергосистемах дачи управления. Она берет на себя функции,
автоматизируется. Весь комплекс задач управ- связанные со сбором, обработкой и хранением
ления сложными многосвязными энергетичес- информации, оценкой текущей ситуации, про-
Выпуск 1
