авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ  БИБЛИОТЕКА

АВТОРЕФЕРАТЫ КАНДИДАТСКИХ, ДОКТОРСКИХ ДИССЕРТАЦИЙ

<< 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


Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, 2002

ШУМЫ И ВИБРАЦИИ

ВОССТАНОВЛЕНИЕ ВИБРАЦИОННОГО ПОЛЯ ПО НЕПОЛНЫМ ДАННЫМ

Ю.И.Бобровницкий

Институт машиноведения РАН

Рассматривается следующая задача, названная задачей восстановления волно-

вого поля: линейно упругое тело конечных размеров совершает гармонические ко-

лебания под действием неизвестных внешних поверхностных сил;

на части поверх ности, свободной от этих сил, задан вектор смещений;

требуется определить поле динамических напряжений и смещений внутри всего упругого тела и, возможно, внешние силы. Решение этой задачи позволит по амплитудам вибраций, измерен ным на доступной части поверхности распределенной упругой системы, восстано вить волновое поле в тех ее частях, которые недоступны для прямых измерений, и таким образом решить проблему оценки напряженно-деформированного состояния внутри рассматриваемой конструкции. Практически такая проблема актуальна при разработке систем контроля надежности инженерных сооружений, в вибрационной диагностике, неразрушающем контроле и т.п. Принципиальная идея работы - вос становление общей картины по выборочной или неполной информации не нова и используется при решении многих научных и практических задач. Но ее реализа ции в конкретных случаях существенно отличаются как по математическим свойст вам, так и по физическим особенностям. В динамической теории упругости задача восстановления поля смещений и напряжений в такой постановке была впервые сформулирована и решена автором применительно к нахождению векторных полей потока колебательной мощности в конструкциях [1] и позднее в более общем ви де[2]. Среди работ других авторов наиболее близкими к данной работе являются статьи [3-5], относящиеся к статической теории упругости и к системам с сосредо точенными параметрами. Ниже приведены некоторые новые результаты исследова ния задачи восстановления поля, в частности, найденная на основе теоремы Краме ра-Рао предельно достижимая точность восстановления поля, а также результаты компьютерных расчетов и лабораторного эксперимента.

Пусть имеется конструкция из линейно-упругого материала, занимающая об ласть S (геометрия и упругие характеристики, а также уравнения колебаний счита ются известными), на части Sm которой задан (измерен) вектор смещений u(s), sSm Требуется определить поле смещений u(x) во всей конструкции, xS.

В качестве модели поля используется конечная сумма разложения по нормаль ным модам Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, N d n u n ( x), u ( x) = xS, (1) n = где моды un (x) также считаются известными. Измеренные в области Sm значения смещения y(s) складываются из полезного сигнала (1) и аддитивной помехи N d nun ( s) + ( s), sSm, y(s) = (2) n = или после дискретизации y = Ad +, (3) где y и - это M-векторы измерений и помехи, d – это N-вектор коэффициентов раз ложения, A – модальная матрица с элементами {un (j )};

помеха имеет нулевое среднее и дисперсионную MxM-матрицу, которая предполагается известной:

* = D.

= 0, (4) Задача состоит в том, чтобы из уравнений (2) и (3) найти оценкуd коэффициентов разложения, с помощью которых по уравнению (1) найти оценку поля u(x) во всей конструкции.

В качестве оператора восстановления в работе принят псевдо-обратный опера тор Мура-Пенроуза [6], так что решением уравнения (3) является d = A+ y = A+Ad + A+. (5) Среднее значение и дисперсионная матрица оценки (5) равны d = A+Ad, Ddd = A+DA+*. (6) Ошибка восстановления поля складывается из двух компонент – систематиче ской ошибки и случайной ошибки. Систематическая ошибка – это ошибка модели полезного сигнала. Она зависит от числа учитываемых мод в разложении (1) и от ранга оператора A. Ранг матрицы A в (3) определяет число линейно независимых функций в (2) и существенно зависит от размеров области измерений. На рис.1 по казаны сингулярные числа оператора A для изгибно колеблющегося стержня с от носительным размером области измерений равным Sm /S=1(точки), 0.7(пунктир) и 0.2(сплошная линия). Видно, что число независимых функций un (s) в области изме рений пропорционально ее относительному размеру. В пределе, когда область из мерений стягивается в одну точку, ранг матрицы A равен единице и все функции un (s) в (2) линейно зависимы. Систематическая ошибка является монотонно убываю щей функцией числа мод, фактически участвующих в описании полезного сигнала в (2), т.е. числа линейно независимых модальных функций в области измерений.

В отличие от систематической, случайная компонента ошибки восстановления поля является монотонно возрастающей функцией числа мод. Это можно показать с помощью уравнения (6). Полная ошибка восстановления, являясь суммой двух ком понент, одна из которых монотонно убывает, а другая монотонно возрастает с ростом учитываемых в модели мод, должна иметь минимум при некотором конеч ном числе мод. Иначе говоря, существует оптимальная модель полезного сигнала, Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, содержащая конечное число параметров, которая дает минимальную ошибку вос становления. Более простые модели (с меньшим числом мод) менее точны из-за плохого описания полезного сигнала, а более сложные модели (с числом мод боль ше оптимального) хорошо описывают помеху в области измерений, но вне этой об ласти могут иметь мало общего с реальным полем. На рис.2 представлена относи тельная ошибка восстановления вибрационного поля в стержне, у которого область измерений составляет 40%, а отношение сигнал/шум равен 16дБ. Ошибка аппрок симации поля в области измерения (пунктир) уменьшается с увеличением числа мод, а прогноз на остальную часть структуры имеет минимум ошибки при N=18.

Рис.1 Рис. Важнейшим свойством случайной ошибки восстановления поля является су ществование предела, ниже которого она не может опускаться. Этот предел, или граница Крамера-Рао [7], зависит от статистических свойств помехи и размеров об ласти измерений. Так, для инструментального шума с дисперсией 2 из (6) можно получить, что дисперсия оценки i-го коэффициента в разложении (2) удовлетворяет неравенству D(di ) 2 / ui ( s ) ds, Sm и возрастает с уменьшением области измерений.

Литература 1. Бобровницкий Ю.И. // Акустический журнал, 1994, т.40, в.3, с.367.

2. Bobrovnitskii Yu.I. // Journal of Sound and Vibration, 2001, v.247, N1, p.145.

3. To W.M., Ewins D.J. // J.Sound and Vibration, 1995, v.186, N2, p.185.

4. Wang J.H. // J.Sound and Vibration, 1990, v.138, N3, p.305.

5. Прейсс А.К.,Фомин А.В. // Машиноведение, 1986, N2, с.76.

6. Голуб Дж.,Ван Лоун Ч. Матричные вычисления - М.:Мир, 1999, 548с.

7. Рао С.Р. Линейные статистические методы и их применения - М.:Наука, 1968, 548с.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, ИЗМЕРЕНИЕ И АНАЛИЗ ВИБРАЦИОННЫХ И АКУСТИЧЕСКИХ ПОЛЕЙ Б.М Салин, П.И.Коротин Институт Прикладной Физики РАН Введение С момента образования Института Прикладной Физики (1977г.) в работах от деления гидрофизики и гидроакустики большое внимание уделяется вопросам, свя занным с шумами кораблей, их всесторонними исследованиями и выработкой ре комендаций по снижению. Естественно, что при исследовании процессов шумоиз лучения, необходима информация, как по вибрации корпуса судна, так и по харак теристикам (параметрам) его акустического поля.

В настоящем докладе содержатся материалы, связанные с вопросами измере ния и анализ вибрационных и акустических полей, в том числе, представляются ма териалы по разработанным в институте измерительным средствам, а также приво дятся примеры их непосредственного использования.

Соединение в одном докладе вопросов измерения вибрационных и акустиче ских полей обусловлено, во первых, их функциональной зависимостью, во вторых, общностью электронных устройств всего тракта преобразования сигнала от пьезо датчика до компьютера, и в третьих, близостью методов пространственно временной обработки акустических и вибрационных сигналов.

Первоначально приведем краткое описание технических средств, необходимых для выполнения измерений.

Пьезоакселерометры В начале остановимся на задаче синхронных измерений вибрационных полей.

В качестве первичных преобразователей нами использовались собственной разра ботки пьезоакселерометры, работающие в диапазоне ~ 0,5Гц – 10кГц с чувстви тельностью порядка 10мв/м/с2.

Причина разработки и изготовления собственных датчиков заключается, во первых, в требованиях к датчикам (необходимы, как правило, 2-3 координатные датчики с согласованными усилителями) и, во вторых, в их количестве (например, для исследования собственных форм колебаний только одной модели необходимо установить на модель не менее 100 датчиков).

На рис.1 представлены разработанные нами типовые промышленные датчики (правая колонка) и датчики для проведения измерений в НИОКРовских работах.

Промышленные датчики устанавливаются нами на производственных объектах (например, на турбогенераторах Автозаводской ТЭЦ) и предназначены для долго временной работы в тяжелых условиях (температура, влажность, графитовая и мас ляная пыль).

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, Предварительные и масштабирующие многоканальные усилители При исследовании виброполей с измерением амплитуды и фазы сигнала на ка ждом вибродатчике, потребовался синхронный ввода в ПК большого количества каналов. Для этого первоначально были разработаны масштабирующие усилители Рис. (рис.2а), основное назначение которых было фильтрация каждого канала в нужной полосе частот и выбор необходимого усиления (ослабления) сигнала.

Рис.2.

Для работы непосредственно с пьезодатчиками предназначаются согласующие усилители на 1 - 16 каналов, представленные на рис.2б.

С развитием микропроцессорной техники системы ввода претерпели значи тельное изменение. Так, например, разработанный нами блок ввода сигнала на Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, канала (БВС 64), изображенный на рис.2г, в своем составе уже содержит плату со гласования блока непосредственно с 64 пьезодатчиками (рис.2в). Блок ввода также производит ступенчатую регулировку усиления по каждому каналу через 6дБ. Сиг ма-дельта АЦП, находящиеся в каждом канале, имеют динамический диапазон не менее 72дБ при максимальной частоте квантования выходного сигнала 64кГц. В блоке может быть осуществлена цифровая фильтрация, гетеродинирование сигна лов с датчиков и их запись на внутренний «винчестер» с суммарным потоком дан ных до 8мбайт/сек.

Блоки ввода на 64 и 132 канала были использованы нами при модельных и на турных исследованиях для предварительной обработки и регистрации сигналов с вибродатчиков и гидрофонов ФАР.

Гидрофоны и линейные гидроакустические ФАР При измерении слабых шумовых гидроакустических полей зачастую оказыва ется недостаточным использование одиночного гидрофона и приходится перехо дить на применение фазированных антенных решеток (ФАР). Ряд измерительных методов, и в первую очередь, амплифазометрические измерения, также требуют применения ФАР.

На рис.3а представлено разработанное нами семейство гидроакустических ан тенн.

Рис.3.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, Количество приемных элементов в представленных антеннах варьируется от до 64, длина от 12м (высокочастотная антенна, диапазон - до 4кГц) до 200м (низко частотная антенна, диапазон - до 400Гц).

На рис.3б показано устройство типового приемника, состоящего из цилиндри ческого пьезоэлемента и встроенного усилителя. На рис.3в показан перспективный цифровой гидрофон, в состав которого кроме усилителя входят АЦП, микропро цессор, память, контроллер шины и др. Управление цифровым датчиком и передача оцифрованного сигнала осуществляется по витой паре.

В литературе такой тип цифрового датчика (гидрофон, акселерометр, измери тель давления и др.) носит название интеллектуальный датчик. Его преимущество перед аналоговым датчиком заключается в следующем. Все заранее определенные и запрограммированные операции с сигналом (фильтрация, гетеродинирование, де тектирование, измерение момента прихода сигнала заданной формы, превышение порога и др.) выполняются встроенным процессором, что на много порядков раз гружает поток передаваемой от датчика информации и устраняет влияние шумов при передаче информации.

Немаловажной особенностью цифровых датчиков (антенн) является то, что вся совокупность приемных элементов «сидит» на тонкой двухпроводной линии, а не на многоканальном экранированном кабеле со сложной системой подключения к нему приемных элементов. Компактность кабельной линии крайне важна, напри мер, при проведении, измерении колебаний корпуса корабля и его основных систем на ходовых режимах.

На основе разработанных акустических антенн, в ИПФ РАН был создан Мор ской Автономный Измерительный Комплекс (МАИК), предназначенный для реги страции НЧ акустических полей в узкой и широкой полосе частот. На рис.4а пред ставлена типовая схема постановки МАИК.

Рис.4.

Антенна располагается горизонтально и удерживается на двух якорях и двух плавучестях. В одной из плавучестей (рис.4б) располагается аппаратурный ком плекс с накопителями на жестких дисках, позволяющий непрерывно регистриро вать поля в зависимости от полосы сигнала от 2 до 10 суток. Общий вид антенны и Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, основного модуля МАИК (в момент перед постановкой) представлен на рис.4в.

Управление МАИК осуществляется с корабля по звукоподводной связи.

Далее мы рассмотрим несколько примеров использования виброакустических приемных систем.

Исследование колебаний и излучения корпусных конструкций При исследовании излучательной способности корпусных конструкций особую роль имеют измерения, основанные на принципе взаимности. Из-за технической сложности постановки вибраторов во всевозможные точки конструкции, например, модели корпуса корабля, прямые измерения крайне затруднены. Измерения, со гласно принципа взаимности, выполняются следующим образом. В точках, где предполагается устанавливать или уже располагаются виброактивные механизмы, измеряется с помощью трех координатных вибродатчиков виброскорость r r vвзаимн. (r ). Виброскорость возбуждается в конструкции падающим акустическим r полем vпадающ., которое создается излучателем, расположенным в точке r (как правило, в дальней зоне от исследуемой конструкции).

r При этом прогнозируемое в точке r поле p рассчитывается через скалярное произведение rr r F vвзаимн. (r ) r p (r ) = r 2 r vпадающ.

r Здесь F - динамическая сила, воздействующая на конструкцию, - длина волны, r vвзаимн. vпадающ. - излучательная способность корпуса (оценивается в экспери менте). На рис.5 представлены испытуемая модель с размещенными на ней вибро датчиками, а также схема проведения взаимного эксперимента.

Рис.5.

Рис.6 иллюстрирует номенклатуру данных, получаемых в результате проведе ния взаимного эксперимента по схеме рис.5:

АЧХ - частотная характеристика излучающей способности корпуса r ( vвзаимн. vпадающ. ), измеренная в двух точках корпуса модели;

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, • Акустически активные формы колебания – радиальные колебания в попереч ном сечении корпуса модели при возбуждении ее акустическим полем на частотах 220 и 285Гц (в измерении задействованы 8 датчиков);

• Диаграммы направленности излучения – угловые зависимость на резонансных частотах 110, 137 и 197Гц, полученные путем вращения модели, изображенной на рис.5, относительно вертикальной оси и усреднения данных по нескольким про дольным датчикам.

Рис.6.

На основе анализа АЧХ, диаграмм, форм колебаний конструкции (включая прямые и взаимные измерения) и сопоставления экспериментальных данных с теор.

результатами, полученными при расчете методом конечных элементов, можно по строить расчетно-экспериментальную модель излучения конструкции.

Амплифазометрические измерения в ближнем поле источника шума: восста новления диаграммы направленности излучения и акустического изображения ис точника.

Известно, что для источника с размерами много больше длины волны, находя щегося в ограниченном пространстве, очень трудно измерить уровни дальнего по ля, соответствующие свободному пространству (то есть уровни, присущие самому источнику и не искаженные средой распространения звука). К тому же измерение непосредственно в дальней зоне в ряде случаев невозможно из-за слабого уровня источника или сильной сторонней помехи.

В радиолокации известен амплифазометрический метод измерения угловой за висимости дальнего поля, который заключается в измерении амплитудно-фазового распределения поля на раскрыве антенны (измерение голограммы поля) с после дующим пересчетом голограммы в дальнее поле. Метод позволяет получить хоро Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, шее соотношение сигнал/шум и минимальное влияние границ на результат измере ния.

При измерении акустического шума корабля сложность заключается в шумо вом характере сигнала источника, то есть изменение амплитуды и фазы сигнала, поступающего на измерительный гидрофон (или гидрофоны), зависит как от про странственного распределения поля (полезный сигнал), так и от случайного изме нения амплитуды и фазы источника (помеха). При расположении на шумящем ме ханизме датчиков, фиксирующих эти изменения и использовании данных с датчи ков в качестве опорного сигнала, можно получить голограмму поля и для узкопо лосного шумового источника.

На рис.7 представлены две голограммы поля корабля на частотах 242 и 322Гц при его проходе над антенной МАИК курсовым углом около 20° к нормали антен ны. На рисунке по оси y отложены номера гидрофонов (расстояние между прием никами 3м) по оси х - время в секундах;

верхние рисунки - амплитуда, нижние – фаза сигнала. Источники имели достаточно узкие линии, поэтому гетеродинирова ние в данном случае не производилось.

Рис.7.

Выполняя по двумерному сигналу модифицированное Френелевское или Фу рье преобразование, можно получить распределение источников вдоль борта судна или диаграмму направленности излучения.

Измерение интегральных характеристик рассеяния Одной из измерительных задач, выполняемых на моделях кораблей, является измерение характеристик рассеяния в области низких частот, при длине волны ~d, где d – характерный размер тела. На рис.8а представлена схема выполнения изме рения интегрального сечения рассеяния модели корабля. В эксперименте использо валась 64-элементная горизонтальная 12-метровая приемная система, изображенная на рис.3а, излучатель, работающий в непрерывном режиме на нескольких гармони ках в диапазоне 0.5 – 3.5кГц.

Сущность измерения поперечника рассеяния заключается в следующем. Ан тенная система фазируется на угол и настраивается тем самым на прием сигнала Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, излучателя. Обозначим усредненную по времени комплексную амплитуду выход ного сигнала антенны через P(o). При прохождении модели на небольшом рас стоянии о мимо приемной антенны происходит (в результате затенения) изменение выходного сигнала.

Рис.8.

Максимальное по модулю значение изменения обозначим через Pрас(о). Тогда интегральное сечение рассеяния полн можно будет рассчитать по формуле 0 cos 0 Ppac ( 0 ) P ( ) exp(i 4 ) Re полн = 4 А k На рис.8б изображены текущие значения (амплитуда и фаза ) выходных сигна лов с отдельных гидрофонов, рис.8в - те же значения после фазирования, рис.8г точками обозначены значения выходного сигнала антенны (суммированного по всем гидрофонам), эллипсами с точкой внутри – результирующие данные, по кото рым производится определение полн на частоте работы излучателя. Перестраивая частоту излучения и повторяя проходы модели производится с определенным ша гом по частоте измерение полн во всем диапазоне.

Более подробно с материалами, связанными с измерением вибоакустических полей, можно познакомится в тематических сборниках, выпускаемых ИПФ РАН или непосредственно на сайте www.acoustician.ru.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, МЕТОД ВЗАИМНЫХ ИЗМЕРЕНИЙ ПРИ ОЦЕНКЕ АКУСТИЧЕСКОГО КАЧЕСТВА КОНСТРУКЦИЙ П.И.Коротин, В.А.Лаухин Институт прикладной физики РАН Введение Создание механических систем с заданными виброакустическими характери стиками требует развития методов их исследования и прогнозирования, при этом “сложность” систем означает ограниченные возможности аналитических методов.

Широкий класс таких систем, например, составляют неоднородные оболочечные конструкции, излучающие звук под воздействием набора виброактивных источни ков. На стадии проектирования решающая роль отводится модельному эксперимен ту в совокупности с развивающимися численными методами, которые составляют основное звено в цепочке “акустического проектирования”. Актуальность и при оритетность этих методов объясняется, с одной стороны, предоставляемой ими возможностью оперативной отработки вариантов конструкции, её акустической оп тимизации, а с другой – высокой ценой проектной ошибки.

Решение задачи акустической оптимизации конструкции сводится к следую щему:

- исследованию её излучательной способности, т.е. измерению (расчёту) акусти ческих коэффициентов передачи, связывающих действующие на конструкцию ди намические силы или моменты с акустическим полем;

- исследованию физических механизмов формирования акустического поля;

- выявлению резонансных частот, форм колебаний и элементов конструкции, ответственных за её повышенное излучение;

- проверке эффективности средств акустической защиты.

Для рассматриваемого класса конструкций измерение прямыми методами с иммитацией силовых источников, как правило, несовместимо с требуемыми массо габаритами и уровнями динамических сил. Поэтому на практике удобным и неза менимым является метод, основанный на принципе взаимности для механоакусти ческих систем [1, 2]. Взаимные методы измерений используются при эксперимен тальных исследованиях в силу своих основных преимуществ перед прямыми мето дами – высокой помехоустойчивости при относительно невысоких затратах време ни и средств.

Методика и схема измерений.

Измерение акустических характеристик модельных конструкций проводится в естественной водной акватории. Модель закрепляется на судне обеспечения в усло виях геометрического подобия условиям натурного полигона и измерениям в даль ней зоне. Монопольный акустический излучатель, производительность которого измеряется гидрофоном используется для возбуждения виброполя на модели. Наве Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, дённые излучателем вибросигналы измеряются пьезоакселерометрами, установ ленными на фундаментах, лапах оборудования, обшивке и т.д.

Вблизи модели устанавливается гидрофон и датчики колебательной скорости среды, предназначенные для измерения падающего поля и нормирования коэффи циентов передачи при переходе к свободному пространству. Сигналы с датчиков через многоканальный блок ввода регистрируются когерентно в цифровом виде на компьютер, управляющий работой задающего и приёмного трактов.

Для снятия частотных характеристик задающий тональный сигнал перестраи вается по частоте в требуемом диапазоне частот с регулируемым шагом. Для сня тия угловых характеристик коэффициентов передачи модель закрепляется на пово ротном устройстве и вращается в горизонтальной плоскости при записи сигнала.

Для измерения форм колебаний датчики расставляются на модели в соответствии с восстанавливаемыми модами.

Большая часть оборудования: пьезоакселерометры, предусилители, многока нальный блок ввода, акустический излучатель, датчики колебательной скорости среды, программное обеспечение - разработана и изготовлена специально для про ведения данных акустических измерений.

Примеры результатов измерений На рисунках 1-3 представлены примеры результатов измерений.

Рис. Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, а) б) Рис. Рис. На рисунке 1- формы колебаний поперечного сечения оболочки модели на час тотах двух близких резонансов. Форма восстановлена с помощью Фурье фильтрации высоких частот сплайн-интерполяции. На рис.2 - угловые зависимости излучения переменной силы для двух частот и различных точек размещения датчи ка. На рис.2а датчик размещается на борту поперек оси модели (частота из диапа зона диффузного поля оболочки), на рис.2б– датчик ориентирован продольно (час тота продольного резонанса корпуса).

На рис.3 дано сравнение прямого и взаимного измерения частотной зависимо сти коэффициента передачи измеренных последовательно. Коэффициент передачи на рис.3 дан в дБ отн. 1Па/Н. График характеризует точность разработанной экспе риментальной методики и метода взаимности.

Литература:

1. Лямшев Л.М. К вопросу о принципе взаимности в акустике // ДАН СССР, 1959, т.125, №6, с.1231.

2. Коротин П.И., Салин Б.М., Тютин В.А. Вопросы акустической диагностики виброактивных механизмов методами взаимности //Акуст. журн., 1986, т.32, №1, с.71.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ВАКУУМНО НАГНЕТАТЕЛЬНОЙ УБОРОЧНОЙ МАШИНЫ ТИПА В 68М- С.М.Дуплищев Воронежский государственный архитектурно-строительный университет Введение Среди большого разнообразия вопросов в борьбе со звуковой вибрацией и шу мом на дорожных, строительных и аэродромных машинах, снабженных активными рабочими органами, важное место занимают задачи, связанные с образованием, распространением и снижением звуковой вибрации в конструкциях машин, так как она является причиной генерирования структурного шума в кабинах транспортных и тяговых средств [1-3].

Связь виброскорости с изучаемой конструкцией звуковой мощностью прибли женно определяется зависимостью P = pckSv2, где р, с - плотность воздуха и скорость звука в нем;

k - коэффициент излучения конструкции;

S - площадь излучающей поверхности;

- виброскорость конструк ции.

Эксперимент С целью изучения быстропеременных процессов в конструкциях ваккумно нагнетательной уборочной машины типа В68М-20 и последующей разработки ком плекса мероприятий по снижению структурного шума в кабине выполнены экспе риментальные исследования на натурном образце машины в лабораторно-полевых условиях в открытом звуковом поле. При этом использовались новый способ разде ления источников и аппаратура фирмы “Брюль и Къер” (Дания), включающая шу моменометр типа 2203, октановые фильтры, акселерометр-4332 и интегратор 2К0020.

Результаты измерений виброскоростей представлены на рис.1, октановые спектры виброскоростей платформы (1), рамы (3), пола кабины (5) при включенных: Д1ВС двигатель внутреннего сгорания транспортного средства, Д2ВС- двигатель внут реннего сгорания специального оборудования;

Тр-трансмиссия, включающая кине матическую цепь привода колес, Р-редуктор с вентиляторами охлаждения;

ВНУ ваккумнонагнетательная установка и октановые спектры виброскоростей платфор мы (2), рамы (4), пола кабины (6) при выключенных: Д1ВС;

Тр. Анализируя октано вые числа, спектры виброскоростей рамы и пола кабины, отмечаем, что при одно временной работе всех агрегатов и механизмов машины, наибольший уровень виб роскоростей пола кабины наблюдается со среднегеометрическими частотами 4;

8;

16 Гц.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, L v, дБ 2 2 4 8 16 31,5 f, Гц Рис. Максимальное значение уровня виброскорости пола кабины получено на час тоте 8 Гц. На этой частоте определяется вклад источников виброакустической энер гии в общее поле звуковой вибрации рамы с использованием общеизвестной в тех нической акустике формулы энергетического суммирования [1] n Lсум = 10 lg 100,1Li i = где Lvсум - суммарный уровень виброскорости рамы при работе всех источников;

Lvi - уровень виброскорости рамы от работы i-го источника;

n - число источников, в данном случае n = 4.

Сравнивая полученные значения виброскоростей Рис. 1 с ГОСТом видно, что наибольший вклад звуковой вибрации пола кабины вносят: двигатель внутреннего сгорания специального оборудования и 5-ти секционная вакуумно-нагнетательная установка турбинного типа.

Обобщая вышеизложенное можно сделать следующие выводы:

1. Установлены наибольшие уровни звуковой вибрации пола кабины в октановых полосах со среднегеометрическими частотами 4;

8;

16 Гц;

2. Установлены уровни превышения виброскоростей пола кабины относительно нормативных значений на 52- 61 дБ, при этом наибольший вклад звуковой вибра ции панели кабины вносят основной рабочий двигатель и 5-ти секционная вакуум но-нагентательная установка;

3. Установлена низкая эффективность виброизоляторов в опорных связях кабины на частотах отмеченных в п.1;

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, 4. Комплекс мероприятий по снижению звуковой вибрации, а следовательно структурного шума, в первую очередь должен включать мероприятия по уменьше нию динамических сил в источниках и применению эффективных упругих элемен тов в опорных связях кабины и источников.

Литература 1. Юдин Е..Я. Борьба с шумом на производстве: Справочник – М.: Машинострое ние, 1985, 400 с.

2. Устинов Ю.Ф., Петранин А.А., Петреня Е.Н. Основные концептуальные прин ципы компьютерных технологий создания малошумных машин.// Изд. вузов.

Строительство, 1998-№9, с. 86-95.

3. Устинов Ю.Ф., Муравьев В.А. (СССР) А.С. №1659765 СССР, В 62.33/06. №4722831/11. Способы определения частотных уровней вибрации и шума эле ментов кузова и кабины транспортного средства. Заявл., 24.07.89 г.;

Опубл.30.06.91 г., Бюл. № 24.

АКУСТИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ НОВЫХ ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИХ МАТЕРИАЛОВ А.А.Кравченко Воронежский государственный архитектурно – строительный университет Введение Ежегодное увеличение выпуска специальных машин для выполнения техноло гических операций при содержании автодорог и аэродромов приводит к возраста нию акустического загрязнения окружающей среды. Возможными путями решения этого вопроса является применение новых звукопоглощающих материалов, кото рые в значительной мере снижают шум, образуемый от работы специальных ма шин.

Эксперимент Были проведены экспериментальные исследования новых материалов типа ГЕОКОМ на звукопоглощение. Испытания проводились в соответствии с требова ниями ГОСТ 16297-80 «Материалы звукоизоляционные и звукопоглощающие» в трех интерферометрах. Определялся нормальный коэффициент звукопоглощения (ао) и его зависимость от различных параметров: толщины материала (h), коэффи циента перфорации (к) и плотности материала (p).

Исследованиям подвергался материал типа ГЕОКОМ 6–ти видов, характери стики которых представлены в табл. 1.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, Таблица №/№ Вид материала Толщина Плотность p, кг/м пп h, мм 1 ГЕОКОМ Д – 160 2 68, 2 ГЕОКОМ Д – 360 4 95, 3 ГЕОКОМ Д – 500 4,4 98, 4 ГЕОКОМ ДТ – 160 1,2 139, 5 ГЕОКОМ ДТ – 360 2,4 126, 6 ГЕОКОМ Б - 450 3,6 114, Данный материал выпускается открытым акционерным обществом «Комитекс»

г. Сыктывкар, применяется в газодобывающей и нефтедобывающей промышленно сти. Основу материала составляют полиэфирные и полипропиленовые штапельные волокна.

Основной частью работ, проводимых в области определения акустических па раметров новых звукопоглощающих материалов, являются экспериментальные ис следования. На рис. 1. показана зависимость нормального коэффициента звукопо глощения материала типа ГЕОКОМ от плотности, на характерных частотах в 1/3 – октавных полосах о 0, 1 0, 1 - 160 Гц 0, 2 - 250 Гц 3 - 400 Гц 4 - 630 Гц 0, 5 - 1000 Гц 0, 68,84 95,917 98,053 114,963 126,895 139, p, кг/м Рис. Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, Зависимость нормального коэффициента звукопоглощения от коэффициента перфорации материала ГЕОКОМ Д – 500 толщиной 22 мм представлена в табл. 2.

Таблица 1/3 – октавные полосы со Коэффициент перфорации, k среднегеометрическими 0.1256 0.2472 1. частотами, Гц 125 0.97137 0.97200 0. 200 0.98699 0.98826 0. 400 0.99238 0.99343 0. 630 0.99462 0.99524 0. 1000 0.99804 0.99825 0. На примере материала ГЕОКОМ Д – 500 с увеличением толщины материала, происходит увеличение нормального коэффициента звукопоглощения, на характер ных частотах в 1/3 – октавных полосах (см. рис. 2). Аналогичное увеличение про исходит и у остальных материалов типа ГЕОКОМ.

о 0, 0, 1 - 160 Гц 2 - 250 Гц 3 - 400 Гц 0, 4 - 630 Гц 5 - 1000 Гц 0, 4,4 8,8 13,2 17,6 h,мм Рис. Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, Проведенные акустические испытания и полученные зависимости позволяют глубже понять характер акустических процессов и окончательно оценить эффек тивность мероприятий, направленных на снижение шума специальных машин.

По результатам эксперимента можно сделать вывод, что нормальный коэффи циент звукопоглощения зависит от толщины материала (h), коэффициента перфо рации (к) и плотности материала (p). Наибольший нормальный коэффициент звуко поглощения соответствует значению p = 95,917 – 114,96 кг/м3 (см. рис. 1) и к = 0,2472 (см. табл. 2). При увеличении толщины материала происходит увеличение нормального коэффициента звукопоглощения (см. рис.2).

Материал типа ГЕОКОМ по сравнению с традиционными звукопоглощающи ми материалами имеет достаточно высокий коэффициент звукопоглощения, нахо дящийся в пределах (0,97-0,99 на характерных частотах), и может применяться в качестве звукопоглощающего материала.

АКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НОВЫХ ЗВУКОПОГЛОЩАЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ А.С. Покачалов Воронежский государственный архитектурно – строительный университет Введение Создание дорожных и строительных машин с активным рабочим органом на базе серийных тягачей и тракторов значительно увеличивают их производитель ность при выполнении технологических операций, скорости движения и нагрузки, что неизбежно ведёт к существенному возрастанию шума в кабине машины и ок ружающем пространстве. Исследование акустических процессов на шнекоротор ных снегоочистителях доказывает необходимость снижения уровней звука и звуко вого давления в кабине оператора, что является одним из важнейших и актуальных вопросов не только в области виброакустической динамики сложных механических систем, но и в области охраны окружающей среды от акустического загрязнения и обеспечения безопасности жизнедеятельности. Возможными путями решения дан ного вопроса является применение новых звукопоглощающих конструкций.

Эксперимент В качестве объекта исследования использовался шнекороторный снегоочисти тель ДЭ – 210 на базе шасси ЗИЛ – 131.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, На рис. 1. показаны спектры шума в кабине снегоочистительной машины в ок тавных полосах частот, где 1- нормы шума в соответствии ГОСТ 12.1.003-83.;

2 действительный шум в кабине.

В соответствии с проведенными патентными исследованиями определены, раз работаны и изготовлены новые эффективные звукопоглощающие конструкции, в основу которых положены принципы резонатора Гельмгольца, рассчитанные на по глощение шума в широком диапазоне частот [1].

Испытания проводились в трёх интерферометрах, в соответствии с требова ниями ГОСТ 16297-80 «Материалы звукоизоляционные и звукопоглощающие», где определялся нормальный коэффициент звукопоглощения (0).

Звукопоглощающие материалы представляют собой сотовые конструкции, из готовленные из картона, пропитанного пожаростойкой жидкостью – антиперен «МС».

Для сравнения был исследован звукопоглощающий материал автомобиля Mer cedes. Результаты экспериментальных исследований опытных звукопоглощающих конструкций, представлены на рис. 2. Испытания проводились в лабораторных ус ловиях НИИ ВГАСУ [2].

На основании результатов исследований установлено, что наибольшим эффек том обладают сотовые звукопоглощающие конструкции в 1/3 – октавных полосах со среднегеометрическими частотами 100, 8000 Гц.

Lp, дБ 31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 f, Гц Рис. Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, Размеры труб интерферометра в зависимости от проверяемого частотного диа пазона принимаются в соответствии с табл. 1.

Таблица Частотный диапазон Внутренний диаметр или Длина трубы L, м измерений, Гц сторона квадрата трубы, м 50 – 500 0,25 125 – 2000 0,10 1600 – 8000 0,025 0, ao 0, 1 0, 0, 0, 1 ЗПК без камеры 2 ЗПК с камерой 0, 3 ЗПК мерседес 0, f, Гц Рис. Полученные зависимости позволяют глубже понять характер акустических процессов. Новые звукопоглощающие конструкции могут использоваться в качест ве звукопоглощающих материалов, т. к. имеют достаточно высокий коэффициент звукопоглощения 0,98 – 0,99.

Литература 1. А.С. № 1659765 СССР, В 62.33/06. Способы определения частотных уровней вибрации и шума элементов кузова и кабины транспортного средства / Ю.Ф.

Устинов, В.А. Муравьёв (СССР). - №4722831/11;

Заявл. 24.07.89;

Опубл.

30.06.91, Бюл. № 24.

2. Устинов Ю.Ф., Петранин А.А., Петреня Е.Н. Основные концептуальные прин ципы компьютерных технологий создания малошумных машин // Изв. вузов.

Строительство, 1998. - № 9. - с. 86 – 95.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, ВЛИЯНИЕ УРОВНЯ ДЕМПФИРОВАНИЯ ГИТАРНОЙ ДЕКИ НА ЕЕ АМПЛИТУДНО-ЧАСТОТНУЮ ХАРАКТЕРИСТИКУ C.В. Шлычков Марийский государственный технический университет Одним из ключевых элементов музыкальных инструментов (МИ) являются де ки. Они оказывают большое влияние на формирование тембра, на интенсивность и длительность излучения звуков. Упругие, инерционные и диссипативные свойства деки во многом определяют качество звучания МИ.

Рассмотрим влияние диссипативных свойств деки на амплитуды вынужденных колебаний при резонансных режимах. Расчетную модель деки представляем в виде предварительно напряженной шарнирно-опертой по контуру тонкой пластинки [1].

Пластинка имеет асимметрично расположенные относительно срединной поверх ности ребра жесткости ("пружинки" и подставку для струн). Пластинка изготовлена из еловых дощечек. Направление волокон древесины совмещаем с направлением струн. Для описания упругих свойств древесины используем модель ортотропного тела. Задачу динамики описываем системой обыкновенных дифференциальных уравнений:

..

[M]{ q } + [B] { q } + [K-G]{q}={F(t)} (1) & и системой линейных алгебраических уравнений [K]{qm} = {Fm} (2) Здесь [M], [B], [K] и [G] – матрицы масс, демпфирования, жесткости и начальных..

напряжений конструкции;

{ q }, { q }, {q} векторы обобщенных ускорений, ско & ростей и перемещений соответственно. Вектор нагрузки имеет вид: {F(t)} = F0sin( t), где круговая частота возбуждения, t время. Дифференциальные уравнения (1) описывают вынужденные моногармонические колебания предвари тельно напряженной динамической системы относительно равновесной конфигура ции (2). Напряженное состояние, соответствующее равновесной конфигурации, оп ределяется силами начального натяжения струн {Fm}. Порядок матриц равняется числу степеней свободы m.

Рассеяние энергии учитываем при помощи модели пропорционального демп фирования [2]. Матрица диссипативных коэффициентов представляется в виде:

[B] = 1[K-G] + 2[M], 2jj = 1 + 2j2.

Здесь 1 и 2 параметры Рэлея, j и j относительное демпфирования и круговая частота для j-ой собственной формы. Относительное демпфирование для первой собственной формы 1 = 2, где - логарифмический декремент колебаний. Для высших форм относительное демпфирование определяется на основании экстрапо ( ) 0,5.

j 1 j ляции [3]:

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, 50 q0, м/H = 0, 1 f, Гц 0 q0, м/H 50 20 400 600 800 1000 1200 0,377 = 1 f, Гц 0 600 800 1000 1200 200 q0, м/H = 0, 1 f, Гц 0 600 800 1000 1200 200 Колебательные движения деки представляются линейной комбинацией р = низших собственных форм: {q(t)}=[Ф]{z(t)}. Здесь z(t) – главные координаты.

Уравнения движения (1), записанные в главных координатах, принимают вид:

&& j + 2 j j z j + 2 z j = f j (t ) z (j = 1, 2, …, p) (3) & j где {f(t)}=[Ф]т{F(t)} – силовая функция. Отметим, что в главных координатах диф ференциальные уравнения вынужденных колебаний динамической системы с про Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, порциональным демпфированием, становятся несвязанными относительно коорди нат. Решение (3), соответствующее установившимся гармоническим колебаниям, имеет вид z j (t ) = z1 j sin t + z2 j cos t, 2 2 2 j j j z2 j = где z1 j = f oj, f oj.

) + ( ) + ( 22 2 22 2 22 j jj j jj Собственные формы и частоты находятся методом итераций в подпространстве собственных векторов.

Известно, идеальная дека должна равномерно усиливать колебания во всем диапазоне частот возбуждения [4]. Это свойство отражает амплитудно-частотная характеристика (АЧХ). При помощи приведенных зависимостей на каждом шаге по частоте возбуждения находятся амплитуды перемещений и строится АЧХ. В каче стве объекта исследований взята семиструнная гитара модели 386-А. Варьируя ло гарифмический декремент колебаний конструкции, получаем различные АЧХ, по казанные на рисунке.

Анализ полученных результатов показывает, что увеличение коэффициента демпфирования вызывает существенное уменьшение резонансных амплитуд только для низших гармоник. Высота гармоник в верхней части исследуемого диапазона частот изменяется незначительно, а в средней части наблюдается тенденция к уве личению резонансных амплитуд. Таким образом, открывается возможность на ста дии проекта получать информацию об изменениях в частотном спектре при варьи ровании уровня демпфирования.

Литература 1. Шлычков С.В. // В кн.: Физическая акустика. Распространение и дифракция волн. Сборник тр. XI сессии Российского акустического общества. Т.I. М.:

Геос, 2001, с. 222.

2. Бате К., Вилсон Е. Численные методы анализа и метод конечных элементов. – М.: Стройиздат, 1982, 448с.

Weaver W., Johnson P. Structural dynamics by finite elements. New Jersey: Pren 3.

tice-Hall, 1987, 592p.

4. Римский-Корсаков А.В., Дьяконов Н.А. Музыкальные инструменты: Методы исследований и расчеты. М.: Местная промышленность, 1952, 345с.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, ЧИСЛЕННОЕ КОНЕЧНО-ЭЛЕМЕНТНОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРИ ОЦЕНКЕ АКУСТИЧЕСКОГО КАЧЕСТВА КОНСТРУКЦИЙ В.В.Артельный, П.И.Коротин, В.А.Лаухин Институт прикладной физики РАН Введение В настоящее время постоянно возрастают требования к акустическому качест ву всевозможной создаваемой человеком техники. В первую очередь эти требова ния относятся к снижению шумового акустического излучения в окружающую сре ду, а также к снижению уровня вибраций, которые, с одной стороны являются од ной из основных причин повышенного шумоизлучения, а с другой стороны, приво дят к преждевременному изнашиванию и выходу из строя отдельных узлов конст рукции.

Проблема шумов всегда была актуальна на транспорте, где она имеет и ряд специфических особенностей. Движение транспортного средства или отдельных его элементов относительно окружающей среды является причиной возникновения одного из основных источников шумоизлучения – нестационарного обтекания кон струкции потоком жидкости или газа. Другим основным источником шумоизлуче ния являются вибрации конструкции. Они возбуждаются всевозможными механиз мами, расположенными на транспортном средстве, в первую очередь силовыми ус тановками, преобразующими энергию топлива или подводимую электроэнергию в механическую. Отметим, что нестационарный поток помимо собственного шумо излучения является также и дополнительным источником вибраций конструции.

Для исследования особенностей шумоизлучения собственно нестационарного потока используется физическое моделирование потока обтекания с помощью масштабных моделей. При этом необходимо моделировать лишь форму и состоя ние внешней поверхности конструкции. В случае больших и сложных конструкций исследование шумоизлучения вибраций, возбуждаемых внутренними источниками (механизмами), также требует применения масштабного моделирования. Особенно это необходимо в том случае, когда окружающая среда оказывает существенное влияние на формирование виброакустического поля конструкции. При этом в отли чие от моделирования нестационарного потока необходимо детально моделировать внутреннее содержание конструкции, т.е. использовать действительно масштабную модель всей конструкции, а не только ее внешней поверхности. Это требование не позволяет использовать мелкомасштабные модели в силу физической невозможно сти их изготовления. Средством, позволяющим существенно повысить эффектив ность физического масштабного моделирования (сократить срок получения резуль татов и уменьшить число необходимых вариантов физической модели конструк ции) является численное конечно-элементное моделирование. Современное состоя ние вычислительной техники и программного обеспечения позволяет производить расчеты виброакустических полей сложных конструкций, в том числе находящихся в жидкости. Численное конечно-элементное моделирование виброакустических по Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, лей является наряду с масштабным физическим моделированием необходимым компонентом акустического проектирования, при котором эффективность меро приятий по обеспечению необходимого акустического качества конструкции ана лизируется на самых ранних стадиях ее проектирования. Необходимость численно го моделирования обусловлена сложностью задачи о формировании виброакусти ческого поля конструкции и невозможностью получения достоверных аналитиче ских оценок этого поля в широкой частотной полосе. Основой такого моделирова ния может стать система инженерного анализа ANSYS, являющаяся на протяжении последних десятилетий мировым лидером среди аналогичных систем инженерного анализа.

Численное конечно-элементное моделирование виброакустических характеристик судового движительного комплекса В данной работе с помощью конечно-элементного пакета программ ANSYS в целях отработки методики акустического проектирования исследуются виброаку стические характеристики физической модели водометного движительного ком плекса. Разработанная численная конечно-элементная модель (КЭМ) позволила провести численное исследование виброакустических характеристик имеющейся физической модели по следующим направлениям: исследование модового спектра конструкции;

влияние на характеристики мод амортизированных элементов и же сткости конструкции;

исследование эффективности узла амортизации.

Создание детальной КЭМ, полностью соответствующей имеющейся физиче ской модели, в принципе, возможно. Однако, для существенного сокращения вре мени расчетов, в большинстве случаев целесообразно использовать упрощенные конечно-элементные модели, достаточные для решения конкретных задач. В нашем случае такими задачами являлись исследование влияния мод корпуса и узла амор тизации подвижной части движителя на уровень акустического излучения силовых источников шума, расположенных в водопроточном канале движителя. В связи с этим при создании КЭМ были использованы два эффективных упрощения модели.

Упрощенная модель корпуса корабля обеспечивала наличие продольных мод кор пуса с частотами в интересующем диапазоне, при этом внутреннее содержимое корпуса не моделировалось. Другим упрощением было использование аксиальной симметрии модели, что позволило на примере аксиально-симметричного поля про анализировать интересующие нас особенности формирования виброакустического поля силовых источников. Далее приведем основные результаты численного моде лирования с использованием упрощенной модели.

Моды водопроточного канала не являются чисто акустическими, как это было бы при абсолютной жесткости стенок канала. Частоты и формы мод определяются не только размером и формой водопроточного канала и других прилегающих к не му полостей, но и жесткостью материала движителя и параметрами амортизиро ванного узла крепления подвижной части движителя. Учет конечной жесткости стенок канала и подвижности амортизированной части движителя приводит к сни жению частоты некоторых виброакустических мод канала более чем в два раза.

Проведенный анализ модового состава позволяет сделать следующие выводы:

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, 1) в рассматриваемом диапазоне частот моды системы не являются чисто вибра ционными или акустическими. При расчете характеристик этих мод и эффективно сти мероприятий по их подавлению неприемлемы методы расчета характеристик конструкций без учета окружающей среды и методы расчета акустических мод без учета конечной жесткости материала конструкции;

2) при конструировании узлов амортизации элементов конструкции нельзя огра ничиваться квазистатическим приближением при расчете жесткости узла и квази стационарным приближением течения жидкости при расчете взаимодействия кон струкции с жидкостью (т.е. приближением несжимаемой жидкости при расчете присоединенной массы).

Частотная зависимость перепада сил на узле амортизации (т.е. эффективность виброизоляции) для конструкции в воде существенно отличается от аналогичной зависимости в воздухе. Связь подвижной части движителя с корпусом корабля в значительной части интересующего частотного диапазона осуществляется в основ ном не через узел амортизации, а через воду. Эффективность виброизоляции в воде значительно снижается, а в некоторых частотных областях становится отрицатель ной. Таким образом, в воде реализовать эффективную развязку подвижной части движителя и корпуса значительно труднее, чем в воздухе.

Сравнение результатов расчетов с результатами натурных экспериментов с фи зической моделью показало эффективность численного конечно-элементного моде лирования не только в плане прогнозирования акустического качества сложной конструкции, но и в плане интерпретации результатов натурных экспериментов.

Успешная апробация численного конечно-элементного моделирования позво ляет использовать его в качестве одного из основных компонентов акустического проектирования конструкций, методика которого состоит в следующем:

1) разработка чернового проекта конструкции;

2) разработка нескольких упрощенных конечно-элементных моделей для провер ки эффективности идей и мероприятий по улучшению акустического качества, за ложенных в предварительную конструкцию;

проведение численного анализа и вы работка рекомендаций по требуемому физическому моделированию;

3) разработка конструкции физической модели, изготовление модели и проведе ние лабораторных и натурных экспериментов с физической моделью;

4) численный анализ необходимых изменений физической модели и проведение экспериментов с измененной физической моделью;

5) разработка окончательной конструкции изделия на основе рекомендаций по результатам физического моделирования и численного моделирования прототипа.

Такая методика акустического проектирования позволит существенно сокра тить затраты на необходимое физическое моделирование и сроки выработки реко мендаций для разработки окончательной конструкции изделия.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, АДАПТИВНАЯ СИСТЕМА АКТИВНОГО ГАШЕНИЯ ВИБРАЦИЙ Р.О. Масленников, С.В. Пурцезов, А.В. Хоряев Нижегородский госуниверситет В работе рассматривается задача улучшения характеристик системы пассивной виброзащиты с помощью применения активного гашения вибраций. Пассивная виброизоляции обеспечивает хорошее подавление высокочастотных колебаний, но неэффективна в области низких частот. Более того в области низкочастотного резо нанса амортизатора имеет место даже усиление колебаний. Для подавления вибра ций в области резонанса пассивного амортизатора было предложено использовать узкополосную адаптивную систему активного гашения вибраций.

Общая схема всей системы виброзащиты приведена на рис. 1.

Анти-элайсинговый Акселерометр фильтр Внутренний ФНЧ АЦП контейнер Сглаживающий фильтр Линейный y'(n) мотор ФНЧ ФВЧ ЦАП y(n) + x0(n) sin( 0 n ) S(w) Внешний + контейнер w0(n) x1(n) e(n) w1(n) Основание Блок задержки x1'(n) x0'(n) LMS Адаптивный процессор Рис. Механическая часть состоит из внешнего и внутреннего контейнеров, соеди ненных между собой и с основанием с помощью линейных амортизаторов, вклю чающих линейные демпферы и линейные пружины, активный элемент (линейный мотор) включен между внутренним и внешним контейнерами. Источником вибра ций является основание, а изолируемым объектом – внутренний контейнер.

Для управления активным элементом применяется одночастотный адаптивный компенсатор с градиентным алгоритмом настройки. В качестве опорного сигнала используется гармонический сигнал с частотой вблизи собственной частоты меха Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, нической системы, вырабатываемый внутренним генератором, который разделяется на две квадратурные компоненты x0(n) и x1(n). Сигналы квадратурных компонент далее проходят через усилители с изменяемыми коэффициентами усиления w0(n) и w1(n) и поступают на вход сумматора. Для управления весовыми коэффициентами используется градиентный алгоритм настройки, работающий по критерию мини мума среднего квадрата ускорения изолируемого объекта:

w0 ( n + 1) = w0 ( n ) + µe( n ) x 0 ( n ), w1 ( n + 1) = w1 ( n ) + µe( n ) x1 ( n ) где - коэффициент, определяющий постоянную времени дискретного интеграто ра;

µ - постоянная алгоритма;

e(n) –остаточное ускорение (сигнал ошибки), изме ряемое акселерометром на внутреннем контейнере, - временная задержка, вводи мая в алгоритм для корректировки настройки весовых коэффициентов с учетом час тотной характеристики S() среды распространения сигнала от активного элемента до измерителя ошибки.

Наличие физической среды распространения сигнала требует модификации адаптивных алгоритмов, применяемых в системах активного гашения звука и виб раций, по сравнению с аналогичными алгоритмами пространственной и временной фильтрации сигналов. Использование немодифицированных алгоритмов может привести к неустойчивой работе систем активного гашения. Возможны два способа корректировки градиентного алгоритма с учетом характеристик среды распростра нения сигнала от активного элемента до измерителя ошибки. При использовании первого способа в цепь опорного сигнала включается “предыскажающий” фильтр с передаточной функцией равной S(). В случае опорного гармонического сигнала он может быть заменен простой задержкой или фазосдвигающей цепочкой. При этом коррекция будет осуществляется только для частоты опорного сигнала 0, следова тельно такой способ является эффективным, если S() незначительно изменяется в полосе подавления активной системы. Второй подход предполагает использование обратного фильтра 1/S(), включаемого в цепь управления активным элементом.

При таком способе коррекция осуществляется для всех частот в полосе подавления активной системы. Однако, реализация обратного фильтра может вызвать опреде ленные затруднения.

В рассматриваемой системе была использована комбинация двух данных мето дов. Поскольку рассматриваемая механическая система имеет резонанс вблизи час тоты опорного гармонического сигнала, то ее частотная характеристика сущест венно изменяется в полосе активного подавления вибраций. Поэтому для компен сации частотных свойств механической системы применялся обратный фильтр в цепи активного элемента. Компенсация суммарного действия всех вспомогатель ных фильтров (анти-элайсинговый фильтр, сглаживающий фильтр) осуществлялась путем введения задержки в цепь опорного сигнала.

Труды Нижегородской акустической научной сессии, ННГУ, Было проведено численное моделирование работы системы в среде MatLab SimuLink. На рис. 2 представлены требования Подавление, дБ к системе виброзащиты, кото рые должны были быть достиг нуты (кривая 1), частотные ха рактеристика системы без ис пользования активного гашения (кривая 2) и с применением рас смотренного адаптивного управления (кривая 3). Из ри сунка видно, что применение Частота, Гц адаптивной системы активного Рис. гашения вибраций позволило добиться подавления колебаний в низкочастотной области, не ухудшая характери стик подавления на высоких частотах.

Передаточная функция, приведенная на рис. 2 по Ускорение, g строена для адаптивного фильтра, работающего в ста ционарном режиме. Время сходимости алгоритма можно оценить по осциллограмме ускорения внутреннего кон Время, с тейнера, изображенной на рис.3. Система активного Рис. гашения включается в момент времени 5 с. Из рисунка видно, что время сходимости алгоритма составляет менее с.

Литература 1. Арзамасов С.Н., Мальцев А.А. // Изв. вузов - Радиофизика. 1986, т.29, № 6, с.698.

2. Kuo S.M., Morgan D.R. // Proc. IEEE, 1999, vol. 87, №6, p.943.

3. Беляков А.А., Мальцев А.А., Медведев С.Ю., Черепенников В.В. // Акустиче ский журнал, 1996, т.42, №6, с.860.



 














 
2013 www.netess.ru - «Бесплатная библиотека авторефератов кандидатских и докторских диссертаций»

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.