книги / Справочник по судовой акустике

где g = G2 ( E ^ t ^ y 1 — сдвиговый параметр; т]2, G2 — коэффициент потерь

и модуль сдвига вязкоупругого материала; у = 3 (-— + I)2 — геометриче- h

ский параметр; / lf t2 — толщины металлического и вязкоупругого слоев; Е1 — модуль Юнга материала металлических пластин; kn— волновое число изгибных колебаний конструкции, приближенно равное £Н1.

Формула (14.5.1) справедлива при

Анализ формулы (14.5.1) показывает, что зависимость коэффициента по­ терь т] от частоты имеет максимум при

®>P,_'S7TTT'’ (14.5.2)

равный

(14.5.3)

" ■ “ ' 2 K Î T 7 + 2 + V

Значению сдвигового параметра, описываемому формулой (14.5.2), соот­ ветствует частота

Металл, из которого делается слоеный материал, может быть сталью или дюралем. На рис. 14.14 представлена частотная зависимость коэффициента по­ терь слоистого материала из дюраля толщиной 1,5 мм и вязкоупругого слоя из мастики МЛ-25 (G2 = 2 * 1 0 7 Н/м2, г]2 — 1,13) [6]. Видно, что коэффициент потерь этого слоистого материала весьма велик (ï]raax = 0,6) и имеет максимум

ПРИ /opt ^ 8(Ю Гц-

§14.6. СЫПУЧИЕ ВИБРОПОГЛОТИТЕЛИ

ИДЕМПФИРУЮЩИЕ МАТЕРИАЛЫ НА БИТУМНОЙ ОСНОВЕ

Сыпучие вибропоглотители. Значительное внутреннее трение сыпу­ чих материалов, их дешевизна и технологичность нанесения (с вяжущим веще­ ством) или засыпки в различного рода трубчатые и коробчатые опорные кон­ струкции делает эти материалы весьма перспективными для использования на судах в качестве вибропоглотителей ,[18]. Эффективным оказалось их приме­ нение в опорных конструкциях судовых механизмов [13, 19].

На рис. 14.15 приведены полученные И. И Клюкиным и А. И. Курбатовым кривые зависимости коэффициентов потерь стальной пластины со слоем песка

Рис. 14.15. Зависимости коэффициентов потерь стальной пластины со слоем песка, усредненных в двух диапазонах частот, от отношения толщины слоя hc к толщине пла­

стины hn.

12 800 Гц.

различной толщины. Толщина пластины 6 мм, размеры в плане 100X50 см, метод измерения — реверберационный. Измерительная установка отличалась от установок подобного рода [8] наличием счетно-цифровой техники, позво­ ляющей автоматизировать процесс измерений.

Из рис. 14.15 видно, что коэффициент потерь песка в диапазоне высоких звуковых частот больше, чем в среднечастотиом диапазоне. При увеличении отношения толщины слоя песка к толщине пластины hjhc > 2-г-З нельзя рас­ считывать на существенное увеличение эффекта вибропоглощения.

Аналогичные исследования пескоструйной чугунной дроби диаметром 0,5— 0,6 мм показали, что эффективность вибропоглощения, достигаемая с ее помощью, в среднем на 10% меньше, чем эффективность песка. При использовании дроби снижается возможность попадания инородных частиц в трущиеся , части машин при случайном повреждении защитного покрытия сыпучего вибропо­ глотителя. Масса дробной засыпки в 2— 3 раза (в зависимости от степени трам­ бования) превышает массу песчаной засылки, что в некоторых случаях может быть полезным для увеличения виброизоляции амортизаторов, опирающихся на задемпфированную конструкцию.

На рис. 14.16 дана конструкция сварной трубчатой рамы, задемпфироваиной песком или дробью. При использовании песка было получено ослабление

приведены зависимости коэффициента потерь стальной пластины, задемпфированной слоем смеси (50% по объему) песка с пенопластовой крошкой, от ча­ стоты колебаний. Кривая 2 соответствует случаю, когда поверхность сыпучего

вибропоглотителя свободна, кривая 3 — когда эта поверхность закрыта до­ полнительной металлической пластиной-(песчано-металлический «сандвич»). Из сопоставления этих кривых с кривой /, отвечающей случаю демпфирования пластины слоем чистого песка, видно, что при композитных вибропоглотителях максимум вибропоглощения смещается в область более низких частот. Увели­ чение поглощения на низких частотах предположительно можно объяснить явлением резонансного вибропоглощения, связанного с взаимодействием в слое

По мере увеличения толщины слоя песка, т. е. увеличения его массы, снижаются частоты резонансов возникающей антивибрационной системы и возрастает по-

Рис. 14.16. Трубчатая ферменная рама для вспомо­ гательного судового механизма, задемпфированная

сыпучим наполнителем.

глощение на низких частотах, что полностью согласуется с теорией резонанс­ ных антивибрационных систем [10, 14]. Заметим, что и на высоких частотах коэффициент потерь задемпфированной пластины остается достаточно большим

идостигает 0,1— 0,2.

Сконструктивной точки зрения применение резинопесчаных композиций возможно как на плоских металлических конструкциях (в «Сандвичевом» испол­ нении), так и в трубчатых и коробчатых профилях, где резиновое (или пласт­ массовое) покрытие наносится на внутреннюю стенку профиля. Коаксиальные элементы опорных конструкций можно изготовлять из вставляемых друг в друга труб (с зазором, в который засыпается песок) или коробчатых профилей с на­ несенным на них резиновым или пластмассовым покрытием. Чтобы предотвра­

тить обгорание покрытия близ торцов элементов, где они соединяются друг с другом в опорной конструкции (например, как показано на рис. 14.16), покры­ тие не должно доходить до концов элементов. В заглушаемые] (завариваемые) концы полых элементов следует добавлять асбестовую набивку, а сыпучий на­ полнитель перед этим трамбовать.

Вибропоглощающие материалы на битумной основе. Применение битумов для целей вибропоглощения известно давно [11, 21]. Чаще всего применялся обычный строительный битум. В последние годы ВНИИПКнефтехимии УССР разработал для нужд автомобильной промышленности битумные композиции

сповышенными вибропоглощающими характеристиками. Таков, например,

материал Вйбропластбит, сырьем для которого служит прямогонный гудрон из восточноукраинских нефтей. Другой вибропоглощающий материал на битум­ ной основе — ВПМ — включает в себя пропитанный битумом твердый картон.

На рис. 14.19 частотные зависимости коэффициента потерь металлической пластины с некоторыми битумными материалами сопоставлены с аналогичной зависимостью для армированного металлическим листом резинового покрытия, также нанесенного на демпфирующий металлический лист. Толщина демпфи-

механического четырехполюсника, соответствующего раме (те жечлены с ин­ дексом 2 относятся к амортизаторам).

На основании данных работы [19] можно положить, что до определенных частот рама представляет собой сосредоточенную массу тр (сюда входит и часть массы механизма, приходящаяся на одну опору). Уравнение (14.7.1) предста­ вится в виде

а )

Рис. 14.20. К определению вибро поглощающего эффекта локального антивибратора с одной степенью свободы иа раме (лапе) механизма:

а —система без аитивибратора; б — система с антивибратором

При установке иа раму однонаправленного аитивибратора с входным со­ противлением ZBX. a будет справедливо уравнение

лучить значение эффекта вибропоглощения аитивибратора с одной степенью

где //ф. л, Fÿ. а — колебательная скорость и сила иа фундаменте при наличии антпвибратора массой тя:

фундамента (и рамы) резинометаллическим антивибратором. Исходные данные для расчета: масса рамы (и части механизма), приходящаяся на один аморти­

Из рис. 14.21 видно, что значительный эффект антивибратора наблюдается прежде всего на его собственной частоте. Но кроме этого максимума имеется дополнительный максимум на более низких частотах. Наблюдается эффект и между ними, т. е. антивибратор выступает как более или менее широкополос­ ное средство. Эффект вибропоглощения тем больше, чем больше масса анти­ вибратора.

В кривых акустического эффекта реального антивибратора не следует ожи­ дать столь резких экстремумов, как в теоретических кривых. Сглаживание кривых вибропоглощения реального аитивнбратора обусловлено как наличием не учтенных в данном расчете потерь в амортизаторах и фундаменте, так и тем, что реальный аитивибратор представляет собой систему с шестью степенями свободы, эффекты в которых будут накладываться один на другой.

Экспериментальные данные. Для определения акустических характеристик антивибраторов может служить стенд, схематически изображенный на рис. 14.22. Он представляет собой плиту (пластину толщиной 12 мм), установленную на амортизаторах. Амортизаторы крепятся через сварной промежуточный фун­ дамент к рельсам в цементном основании стенда. Антивибраторы устанавливают на плите над амортизаторами; возбуждение плиты производится вибратором, развивающим постоянную по частоте силу (с помощью цепи компрессии). В слу­ чае необходимости на плите устанавливают добавочные массы, имитирующие механизмы разной массы.

Образец полученных спектрограмм приведен на рис. 14.23. Как видно из рисунка, эффект .ослабления колебаний антивнбратором (разность ординат кри­ вых) проявляется не только на собственной вертикальной частоте антивнбратора (85 Гц), но и на частотах выше и ниже этой частоты, что обусловлено, в ча­

гими элементами являются известные амортизаторы АКСС. Данные об импедансе и массе антивибраторов позволяют подобрать необходимую степень вибропогло­ щения в опорных конструкциях с различными механическими сопротивлениями.

Многоэлементный антивибратор. На рис. 14.24 ^представлен антивибратор с тремя независимыми поглощающими элементами, частоты которых разнесены

Рис. 14.22. Опытовая установка для исследования вибропоглоща­ ющего эффекта антивибраторов.

I — амортизатор; 2 — стальная плита, имитирующая раму механизма; 3 — испытуемый антнвнбратор; 4 — электронный тракт для измерения и ана­ лиза вибраций; 5 — измерительный виброприемник; 6 — датчик силы; 7 — вибратор; 8 — канал возбуждения; 9 — фундамент стенда; 10 — промежу­

точный (крепежный) фундамент.

Рис. 14.23, Спектры вибрации опытового фундамента под амортизированной плитой.

1 — плита без антивибратора; 2 — на плите под амортизаторами установлены активы* браторы (/оа = 86 Гц).

Массы

частот ослабление вибрации обусловлено в основном инерционной реакцией достаточно массивной арматуры (скобы) антивибратора (о вибропоглощающем эффекте масс см. ниже).

Многокаскадный антивибратор. В принципе вибропоглощающие элементы в антивибраторе могут быть расположены не параллельно (в механическом смысле), а последовательно (рис. 14.25). Входное сопротивление подобного ан­ тивибратора из двух одинаковых каскадов

где, как и ранее, со0а — собственная круговая частота одного каскада (анти­ вибрационного элемента) антивибратора, а ï]a — его коэффициент потерь.

Результаты расчета AL для такого антивибратора показывают, что, хотя и достигается расширение полосы частот вибропоглощения против одноэле­ ментного антивибратор а, но "выражения частот максимального вибропоглоще­ ния связаны друг с другом, что сильно затрудняет их подбор по сравнению со случаем независимого действия антивибрационных элементов (см. рис. 14.24).

Равночастотный одноэлементный анти вибратор с шестью степенями свободы. Из результатов испытаний резинометаллических антивибраторов на рамах и