- •Механические колебания и виброакустическая защита транспортно-технологических строительных машин
- •«Наземные транспортно-технологические комплексы»
- •Введение
- •Характеристики сил в механизмах
- •1.1. Движущие силы
- •. Силы сопротивления
- •. Силы трения
- •. Силы упругости
- •. Импульсные и ударные силы
- •2. Уравнения движения механизмов
- •2.1. Число степеней свободы
- •2.2. Жесткость
- •2.3. Уравнения движения механической системы с одной степенью свободы.
- •2.4. Кинематика гармонического движения
- •2.5. Учет массы пружины
- •2.6. Вынужденные колебания
- •2.7. Резонанс
- •2.8. Кинематическое возбуждение
- •2.9. Инерционное возбуждение
- •2.10. Экспериментальное определение собственной частоты
- •2.11. Сложное (полигармоническое) возбуждение
- •2.12. Круговые колебания. Критическая частота вращения вала
- •2.13. Различные виды трения при колебаниях
- •3. Колебания системы с двумя степенями свободы
- •3.1. Собственные колебания
- •3.2. Вынужденные колебания
- •4. Вибрация и способы ее снижения
- •4.1. Общие сведения
- •4.2. Основные конструкционные особенности зтм.
- •4.3. Общая характеристика источников виброакустической энергии
- •4.4. Методы и средства снижения виброакустической энергии
- •5. Виброизоляция
- •5.1. Линейный виброизолятор
- •5.2. Виброизоляция при ударном воздействии
- •5.3. Виброизоляция при случайном воздействии
- •6. Динамическое гашение колебаний
- •6.1. Пружинный динамический гаситель
- •6.2. Динамический поглотитель колебаний
- •6.3. Динамический поглотитель колебаний крутильной системы
- •6.4. Ударные гасители колебаний
- •7. Уравновешивание механизмов и машин
- •7.1. Общие сведения об уравновешивании
- •7.2. Уравновешивание вращающегося тела
- •8. Вибропоглощение
- •8.1. Природа и характеристики потерь колебательной энергии в твердых телах
- •8.2. Расчет вибропоглощающих покрытий и конструкций
- •8.3. Конструкционные материалы с большими внутренними потерями
- •9. Характеристики вибрации, определяющие ее действие
- •9.1. Показатели интенсивности вибрации
- •9.2. Показатели спектрального состава вибрации
- •9.3. Допустимые значения уровней вибрации
- •Определение коэффициентов передачи при виброизоляции
- •9.5. Пассивная и активная виброизоляция сиденья самоходной машины
- •9.6. Виброизоляция автомобильных и тракторных двигателей
- •10. Теория и практика борьбы с шумом
- •10.1. Актуальность проблемы борьбы с шумом
- •10.2. Перспективы борьбы с шумом
- •10.3. Основные понятия и определения
- •10.4. Излучение и распространение звука
- •10.5. Распространение звука в помещении
- •10.6. Поглощение, отражение и прохождение звука
- •10.7. Интерференция звука
- •10.8. Дифракция звука
- •11.1. Характеристика шума
- •11.2. Спектральные и временные характеристики шума
- •11.3. Сложение шума двух и более источников
- •11.4. Перевод узд в уз
- •11.5. Вычитание уз (узд)
- •11.6. Расчет эквивалентного уз
- •11.7. Нормы шума на рабочих местах
- •11.8. Технические нормы шума машин
- •11.9. Нормирование ультразвука и инфразвука
- •12. Источники шума
- •12.1. Классификация
- •13. Механический шум
- •13.1. Зубчатые передачи
- •13.2. Подшипники
- •13.3. Роторы
- •13.4. Кулачковые механизмы
- •14. Аэродинамический шум
- •14.1. Шум струи
- •14.2. Шум вентиляторов
- •15. Гидродинамический шум
- •15.1. Источники шума
- •15.2. Шум гидронасосов
- •16. Электромагнитный шум
- •16.1. Электрические машины
- •16.2. Трансформаторы
- •17. Расчет звука в помещении от наружнего источника
- •17.1. Расчет структурного звука
- •17.2. Расчет эффективности звукоизолирующего капота
- •18. Характеристики шума в кабинах строительных
- •18.1. Характеристики внешнего шума
- •18.2. Снижение шума в кабинах. Методы и средства
- •18.3. Звукоизоляция и звукопоглощение
- •18.4. Виброизоляция и вибродемпфирование
- •18.5. Снижение внешнего шума
- •18.6. Глушители шума выпуска отработавших газов двигателей
- •Часть четвертая
- •19. Задачи и методы прогнозирования
- •19.1. Системный анализ
- •19.2. Математическая модель виброакустического процесса
- •19.3. Используемые конечные элементы
- •Формирование топологии и базы исходных данных
- •20.1. Топология и физико-геометрические характеристики элементов конструкции машины1
- •20.2. Аппроксимация конечными элементами колесного погрузчика
- •20.3. Сопоставление результатов численных исследований (мкэ)
- •20.4. Определение вклада воздушного и структурного шума
- •Виброакустические исследования дорожного
- •21.1. Топология дорожного снегоочистителя типа дэ-2101
- •Анализ результатов численных исследований мкэ виброакустического процесса на снегоочистителе
- •Первая часть:
- •Второй часть:
- •Третья часть:
- •Четвертая часть
- •Приложения
- •И их значений в м/с и м/с2 соответственно
- •Сведения об авторе
- •Механические колебания и виброакустическая защита транспортно-технологических строительных машин
19.2. Математическая модель виброакустического процесса
Среди современных методов численного анализа быстропеременных процессов методу конечных элементов (МКЭ) принадлежит особое место. Благодаря своим, достаточно простым математическим моделям и очевидному физическому представлению, МКЭ является наиболее эффективным методом решения различных задач механики сплошной среды. Эффективность метода и его распространение объясняются также наличием большого числа общих программ для ЭВМ с высокой степенью автоматизации генерирования сети конечных элементов, формирования и решения огромного числа алгебраических уравнений, а также хорошей численной и графической интерпретацией полученных результатов.
Анализ и решение проблемы прогнозирования виброакустических параметров ЗТМ как сложных динамических систем сводится к пошаговому процессу. Процесс представляется простым алгоритмом, включающим шесть важнейших операций: дискретизацию сплошной среды; выбор интерполяционных функций; вычисление характеристик элементов конструкций; формирование уравнений для ансамбля конечных элементов; решение системы уравнений; расчет требуемых параметров.
Численные исследования быстропеременных процессов на ЗТМ выполнялись по программному комплексу ИМПУЛЬС, который ориентирован на проведение динамических расчетов стержневых и плитных пространственных конструкций при импульсном, гармоническом и других характерах внешних возбуждающих воздействий.
В основе численных алгоритмов, реализованных в комплексе, лежит МКЭ в форме метода перемещений. Расчетная схема в этом случае представляется по МКЭ в виде ансамбля конечных элементов (КЭ), соединённых друг с другом в узлах.
Уравнение равновесия i-го КЭ записывается в локальной системе координат (ЛСК) элемента и в матричной форме имеет вид
, (19.1)
где , , – матрицы масс, демпфирования и жесткости i-го КЭ в ЛСК; , –векторы перемещений и внешних сил, действующих на i-й элемент со стороны других КЭ.
Размерности матриц и векторов в (19.1) определяются количеством степеней свободы (СС) элемента, в качестве которых принимаются независимые перемещения узлов КЭ.
Переход от ЛСК i-го элемента к глобальной системе координат (ГСК) для всей конструкции осуществляется с помощью соотношений
; ; , (19.2)
где – блочно-диагональная матрица преобразования координат, имеющая раздельные блоки по узлам КЭ и видам СС (линейные и угловые); – j-й блок матрицы преобразования, составленный из направляющих косинусов осей i-й ЛСК в ГСК; , - векторы i-го элемента в ГСК.
Умножая слева (19.1) на и подставляя (19.2), получим уравнение равновесия i-го КЭ в ГСК
, (19.3)
где и соответственно , – матрицы элемента в ГСК. Уравнения равновесия k-го узла расчетной схемы записываются в ГСК в аналогичном виде:
, (19.4)
где , , – диагональные матрицы, учитывающие инертные свойства k-го узла, опорные демпферы и упругие связи; , , – векторы перемещений, внешней узловой нагрузки и реакций в абсолютно жестких опорных связях узла.
В данном случае суммирование сил ведётся по элементам, примыкающим к k-му узлу.
Динамическое уравнение (математическая модель) равновесия всего ансамбля элементов и узлов получается путём суммирования (19.3) по КЭ и (19.4) по узлам, причём силы сокращаются, т.к. являются внутренними для расчетной схемы конструкции:
, (19.5)
здесь и аналогично , – глобальные матрицы ансамбля; , , – глобальные векторы, соответствующие произвольному моменту времени t. Степени свободы, соответствующие абсолютно жестким опорным связям, обычно исключают из системы уравнений, поэтому вектор реакций в дальнейшем не учитывается.
Интегрирование матричного уравнения (19.5) по времени выполняется прямым пошаговым методом Ньюмарка, который описывается на разных временных соотношениях между векторами в моменты t и t + :
, (19.6)
где – шаг интегрирования.
С помощью соотношений (19.6) дифференциальное уравнение (19.5) преобразуется в алгебраическое уравнение
, (19.7)
где разрешающая матрица и вычисляемый на каждом временном шаге вектор правой части определяются выражениями
; (19.8)
. (19.9)
Таким образом, по методу Ньюмарка на каждом временном шаге выполняются следующие операции:
1) вычисление по (19.9);
2) нахождение из решения системы (19.7);
3) определение и из соотношений (19.6). С целью повышения эффективности алгоритма решение системы уравнений (19.7) осуществляется итерационным методом. Итерационный процесс решения системы выполняется в следующей последовательности:
вычисление поправки :
; (19.10)
определение следующего приближения к решению :
; (19.11)
коррекция невязки :
, (19.12)
здесь n=0,1,2,... – номер итерации; – итерационный параметр Чебышева; –итерационная блочно-диагональная матрица, составляемая из легко обращаемых диагональных блоков матрицы .
Глобальная матрица демпфирования в уравнении (19.3) представляется в соответствии с гипотезой вязкого сопротивления Фойгта:
, (19.13)
где , – матрицы масс и жесткости i-го КЭ; , – коэффициенты внешнего и внутреннего вязкого сопротивления. Здесь символ обозначает суммирование матриц отрицательных элементов по правилам МКЭ формирования глобальной матрицы.
Гипотеза Фойгта проста, удобна в реализации и позволяет качественно описать процесс рассеивания виброакустической энергии в конструкции. Однако она является частотно зависимой, что не подтверждается экспериментальными данными для большинства материалов и не может служить для количественной оценки диссипации виброакустической энергии в широком диапазоне частот. Тем не менее, данную гипотезу вполне корректно можно использовать в случае описания быстропеременных процессов с узким диапазоном частот, т.е. для виброакустического расчета вынужденных колебаний системы под воздействием периодической возмущающей силы. При этом коэффициент внутреннего вязкого сопротивления определяется по формуле
, (19.14)
где Т – период возмущающей силы; – коэффициент потерь, который принимается независящим от частоты колебаний.
В случае численных исследований звуковой вибрации конструкций машины внешнее вязкое сопротивление воздушной среды не учитывалось, а коэффициенты потерь принимались равными: 0,0001 – для всех стальных элементов; 0,14 – для элементов, моделирующих шины, грунт, гидроцилиндры; 0,10 – для виброизоляторов.