RU2639044C1 - Vibroacoustic tests bench of samples and models - Google Patents

Vibroacoustic tests bench of samples and models Download PDF

Info

Publication number
RU2639044C1
RU2639044C1 RU2016146314A RU2016146314A RU2639044C1 RU 2639044 C1 RU2639044 C1 RU 2639044C1 RU 2016146314 A RU2016146314 A RU 2016146314A RU 2016146314 A RU2016146314 A RU 2016146314A RU 2639044 C1 RU2639044 C1 RU 2639044C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
sound
mass
room
bulkhead
vibration
Prior art date
Application number
RU2016146314A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Олег Савельевич Кочетов
Original Assignee
Олег Савельевич Кочетов
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Олег Савельевич Кочетов filed Critical Олег Савельевич Кочетов
Priority to RU2016146314A priority Critical patent/RU2639044C1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2639044C1 publication Critical patent/RU2639044C1/en

Links

Images

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B06—GENERATING OR TRANSMITTING MECHANICAL VIBRATIONS IN GENERAL
    • B06B—METHODS OR APPARATUS FOR GENERATING OR TRANSMITTING MECHANICAL VIBRATIONS OF INFRASONIC, SONIC, OR ULTRASONIC FREQUENCY, e.g. FOR PERFORMING MECHANICAL WORK IN GENERAL
    • B06B1/00—Methods or apparatus for generating mechanical vibrations of infrasonic, sonic, or ultrasonic frequency

Abstract

FIELD: testing equipment.
SUBSTANCE: bench for vibroacoustic tests of samples and models contains the basis on which through at least three vibration-isolators the bulkhead is fixed, representing the single mass oscillating system with mass and stiffness accordingly,m2 and c2, and the eccentric mass vibrator is used as the harmonic oscillations generator, located on the bulkhead, differs in that the rack installed on the bulkhead for testing the natural frequencies of elastic spring elements and disc vibration isolators of different length, geometrical parameters, as well as different masses size, fixed at the ends of these tested elements. The oscillations of the mass, fixed on each elastic element, are fixed by the displacement indicator, according to the indications of which the resonance frequency corresponding to the parameters of each elastic element is determined. The vibration acceleration sensors are fixed on the base and bulkhead, the signals from which send to the amplifier, then to the oscillograph, the magnetograph and computer for processing of the received information. The frequency meter and phase meter are used to adjust the bench's performance, and to determine the natural frequencies of each of the vibration isolation systems being tested, the simulations of shock impulse loads are performed for each of the systems and oscillograms of free oscillations are recorded. When decoding this, the natural frequencies of the vibration isolation systems and the logarithmic decrement of oscillations damping are determined by the formula
Figure 00000023
, where c1 and m1 - respectively, the rigidity of the vibration isolators elastic elements and the base mass, c2 and m2 - respectively, the rigidity and mass of the bulkhead, h1 - the absolute value of viscous damping in the system, which is related to the logarithmic damping coefficient δ1 of oscillatory system. The sound power level Lp is determined from the measurements results of the average sound pressure level Lav at the measuring surface S, m2, for which the area of the hemisphere
Figure 00000024
is taken, where S=2πr2; r is the distance from the source center upto the measurement points; S0=1 m2, and the corrected sound power level LpA
Figure 00000025
, where LAav - the average sound level at the measuring surface. The sound pressure level ΔL reduction value in the reflected sound field of the sample is calculated by the formula
Figure 00000026
, where L - the sound pressure level at the calculated point before the acoustic treatment of the room, dB; Lobl - the sound pressure level at the calculated point after acoustic treatment of the room, dB; B - vessel's cabin constant before its acoustic treatment, m2; B1 - room constant after its acoustic treatment, m2, which is defined by the formula
Figure 00000027
where A1=α(Stotal-Sobl) - the equivalent area of sound absorption by surfaces not occupied by sound-absorbing lining; α=B/(B+Stotal) - the average coefficient of the sound absorption in the room before its acoustic treatment; α1 - the average sound absorption coefficient of acoustically treated room, defined by the ratio
Figure 00000028
where ΔA - the value of the total additional absorption, introduced by the design of sound-absorbing lining or single-piece sound absorbers, determined by formula ΔA =αoblSobl+ Apsn, where αobl - the reverberation coefficient of sound absorption of the lining design; Sobl - area of this design, m2; Aps - equivalent sound absorption area of one single-piece absorber, m2; n - the number of single-piece sound absorbers in the room. At each of the tested elastic elements of different lengths, the geometric parameters, and also the different masses, the strain gauges are attached to the ends of these tested elements. The mass oscillations, fixed at each elastic element, are registered both by the displacement indicator and by the strain gauges. The rapid assessment of the characteristics is carried out according to the indicator records, while processing the signals from the strain gauges coming to the amplifier, then to the oscillograph and magnetograph and computer for processing the received information, the amplitude-frequency characteristics are determined and the optimal characteristics are identified: stiffness and damping coefficient of each of the elastic elements.
EFFECT: expanded technological capabilities of objects testing, having several elastic couplings with the body parts.
2 cl, 7 dwg

Description

Изобретение относится к испытательному оборудованию.The invention relates to test equipment.

Наиболее близким техническим решением по технической сущности и достигаемому результату является вибростенд по патенту РФ №91540, B06B 1/00 от 07.12.2009 г., содержащий основания, защищаемый объект, измерительную аппаратуру и генераторы вибрационных и ударных воздействий (прототип).The closest technical solution to the technical nature and the achieved result is a vibration stand according to the patent of the Russian Federation No. 91540, B06B 1/00 dated 12/07/2009, containing a base, a protected object, measuring equipment and vibration and shock generators (prototype).

Недостатком прототипа является сравнительно невысокие возможности испытаний многомассовых систем и сравнительно невысокая точность для исследования систем, имеющих несколько упругих связей с корпусными деталями объекта.The disadvantage of the prototype is the relatively low testing capabilities of multi-mass systems and the relatively low accuracy for the study of systems having several elastic connections with the body parts of the object.

Технически достижимый результат - расширение технологических возможностей испытаний объектов, имеющих несколько упругих связей с корпусными деталями объекта.A technically achievable result is the expansion of the technological capabilities of testing objects that have several elastic connections with the body parts of the object.

Это достигается тем, что в стенде для виброакустических испытаний образцов и моделей, содержащем основание, на котором посредством, по крайней мере, трех виброизоляторов закреплена переборка, представляющая собой одномассовую колебательную систему массой и жесткостью соответственно m2 и c2, в качестве генератора гармонических колебаний использован эксцентриковый вибратор, расположенный на переборке, а на переборке установлена стойка для испытания собственных частот упругих элементов рессорных и тарельчатых виброизоляторов разной длины, геометрических параметров, а также разной величины масс, закрепленных на концах этих испытываемых элементов, при этом колебания массы, закрепленной на каждом упругом элементе, фиксируется индикатором перемещений, по показаниям которого определяется резонансная частота, соответствующая параметрам каждого упругого элемента, причем на основании и переборке закреплены датчики виброускорений, сигналы от которых поступают на усилитель, затем осциллограф, магнитограф и компьютер для обработки полученной информации, при этом для настройки работы стенда используется частотомер и фазометр.This is achieved by the fact that in the stand for vibro-acoustic testing of samples and models containing a base on which, through at least three vibration isolators, a bulkhead is fixed, which is a single-mass oscillatory system with mass and stiffness, respectively, m 2 and c 2 , as a harmonic oscillation generator an eccentric vibrator located on the bulkhead was used, and a stand was installed on the bulkhead for testing the natural frequencies of the elastic elements of spring and plate vibration isolators of different sizes different geometrical parameters, as well as different masses, fixed at the ends of these test elements, while the fluctuations in the mass attached to each elastic element are recorded by a displacement indicator, the readings of which determine the resonant frequency corresponding to the parameters of each elastic element, and based on and vibration-acceleration sensors are fixed to the bulkhead, the signals from which are fed to the amplifier, then an oscilloscope, a magnetograph, and a computer to process the received information, while for adjusting Menus work bench used frequency and phase meter.

На фиг. 1 представлена схема стенда, на фиг. 2 - математическая модель двухмассовой системы виброизоляции, на фиг. 3 - характеристики логарифмического декремента затухания свободных колебаний двухмассовой системы виброизоляции в зависимости от входного ударного импульса, на фиг. 4 - схема стенда для испытаний шумопоглощающих элементов, на фиг. 5 - схема шумопоглощающей облицовки; на фиг. 6 - характеристики звукопоглощающих облицовок: 1 - плита «Акмигран»; 2 - то же, с воздушным промежутком 200 мм; 3 - маты супертонкого базальтового волокна толщиной 50 мм; на фиг. 7 - общий вид стенда для виброакустических испытаний.In FIG. 1 shows a diagram of the stand, in FIG. 2 is a mathematical model of a two-mass vibration isolation system; FIG. 3 - characteristics of the logarithmic damping decrement of free vibrations of a two-mass vibration isolation system depending on the input shock pulse, in FIG. 4 is a diagram of a test bench for sound absorbing elements, FIG. 5 is a diagram of a noise absorbing cladding; in FIG. 6 - characteristics of sound-absorbing facings: 1 - Akmigran plate; 2 - the same, with an air gap of 200 mm; 3 - mats of superthin basalt fiber with a thickness of 50 mm; in FIG. 7 is a General view of the stand for vibroacoustic tests.

Стенд для виброакустических испытаний образцов и моделей содержит основание (каркас) 11, на котором посредством, по крайней мере, трех виброизоляторов 2 закреплена переборка 1, представляющая собой одномассовую колебательную систему массой и жесткостью соответственно m2 и c2. В качестве генератора гармонических колебаний использован эксцентриковый вибратор 3, расположенный на переборке 1. На переборке 1 установлена стойка 6 для испытания собственных частот упругих элементов 7, 8, 9 рессорных и тарельчатых виброизоляторов разной длины, геометрических параметров, а также разной величины масс, закрепленных на концах этих испытываемых элементов. При этом колебания массы, закрепленной на каждом упругом элементе, фиксируется индикатором 10 перемещений, по показаниям которого определяется резонансная частота, соответствующая параметрам каждого упругого элемента 7, 8, 9.The stand for vibro-acoustic testing of samples and models contains a base (frame) 11, on which, through at least three vibration isolators 2, a bulkhead 1 is fixed, which is a single-mass oscillatory system of mass and stiffness, respectively, m 2 and c 2 . An eccentric vibrator 3 located on the bulkhead 1 is used as a harmonic oscillation generator. A stand 6 is installed on the bulkhead 1 for testing the natural frequencies of elastic elements 7, 8, 9 of spring and plate vibration isolators of different lengths, geometric parameters, and also different masses fixed on ends of these test items. In this case, the fluctuations of the mass attached to each elastic element is recorded by the displacement indicator 10, the readings of which determine the resonant frequency corresponding to the parameters of each elastic element 7, 8, 9.

Возможен вариант цифрового датчика перемещений с передачей данных на компьютер (на чертежах не показано).A variant of a digital displacement sensor with data transfer to a computer (not shown in the drawings) is possible.

На переборке 1 закреплен датчик виброускорений 4, а на основании 11 - датчик виброускорений 5, сигналы от которых поступают на усилитель 12, затем осциллограф 13, магнитограф 16 и компьютер 17 для обработки полученной информации. Для настройки работы стенда используется частотомер 14 и фазометр 15.A vibration acceleration sensor 4 is fixed to the bulkhead 1, and vibration acceleration sensor 5 is mounted on the base 11, the signals from which are fed to the amplifier 12, then the oscilloscope 13, the magnetograph 16, and the computer 17 for processing the received information. To adjust the operation of the stand, a frequency counter 14 and a phase meter 15 are used.

На каждом из исследуемых упругих элементов 7, 8, 9 рессорных и тарельчатых виброизоляторов разной длины, геометрических параметров, а также разной величины масс закреплены тензодатчики на концах этих испытываемых элементов (на фиг. 1 показан датчик 22 на упругом элементе 7). При этом колебания массы, закрепленной на каждом упругом элементе 7, 8, 9, фиксируется как индикатором 10 перемещений, так и тензодатчиками. По показаниям индикатора 10 проводится экспресс-оценка характеристик, а при обработке сигналов с тензодатчиков, поступающих на усилитель 12, затем осциллограф 13, магнитограф 16 и компьютер 17 для обработки полученной информации, определяются резонансные частоты, соответствующие параметрам каждого из упругих элементов 7, 8, 9, и при обработке полученных амплитудно-частотных характеристик выявляют оптимальные характеристики: жесткость и коэффициент демпфирования каждого из упругих элементов 7, 8, 9.On each of the studied elastic elements 7, 8, 9 spring and plate vibration isolators of different lengths, geometric parameters, and also different mass values, strain gauges are fixed at the ends of these test elements (Fig. 1 shows the sensor 22 on the elastic element 7). In this case, the fluctuations in the mass attached to each elastic element 7, 8, 9 are recorded by both the displacement indicator 10 and the load cells. According to the indications of indicator 10, an express assessment of the characteristics is carried out, and when processing signals from strain gauges entering the amplifier 12, then an oscilloscope 13, a magnetograph 16 and a computer 17 for processing the received information, resonance frequencies corresponding to the parameters of each of the elastic elements 7, 8 are determined 9, and when processing the obtained amplitude-frequency characteristics, optimal characteristics are revealed: stiffness and damping coefficient of each of the elastic elements 7, 8, 9.

Стенд для виброакустических испытаний образцов и моделей работает следующим образом.The stand for vibro-acoustic testing of samples and models works as follows.

Сначала включают эксцентриковый вибратор 3, который установлен на переборке 1, которая расположена на виброизоляторах 2, и снимают амплитудно-частотные характеристики (АЧХ) системы «переборка судна на его корпусе» с помощью датчиков виброускорений 4 и 5. Сигналы с датчиков виброускорений 4 и 5 поступают на усилитель 12, затем осциллограф 13, магнитограф 16 и компьютер 17 для обработки полученной информации. Для настройки работы стенда используется частотомер 14 и фазометр 15.First, an eccentric vibrator 3 is turned on, which is installed on the bulkhead 1, which is located on the vibration isolators 2, and the amplitude-frequency characteristics (AFC) of the “bulkhead vessel on its hull” system are taken using vibration acceleration sensors 4 and 5. Signals from vibration acceleration sensors 4 and 5 arrive at amplifier 12, then an oscilloscope 13, a magnetograph 16, and a computer 17 for processing the received information. To adjust the operation of the stand, a frequency counter 14 and a phase meter 15 are used.

Для того чтобы определить собственные частоты каждой из исследуемых систем виброизоляции, производят имитацию ударных импульсных нагрузок на каждую из систем и записывают осциллограммы свободных колебаний (на чертежах не показано), при расшифровке которых судят о собственных частотах систем по формуле (см. фиг. 3 и формулу).In order to determine the eigenfrequencies of each of the investigated vibration isolation systems, they simulate shock impulse loads on each of the systems and record oscillations of free vibrations (not shown in the drawings), when deciphering them, they judge the eigenfrequencies of the systems by the formula (see Fig. 3 and formula).

Figure 00000001
Figure 00000001

где c1 и m1 - соответственно жесткость упругих элементов виброизоляторов и масса основания, c2 и m2 - соответственно жесткость и масса переборки, h1 - абсолютная величина вязкого демпфирования в системе, которая связана с логарифмическим коэффициентом затухания δ1 колебательной системы.where c 1 and m 1 are the stiffness of the elastic elements of the vibration isolators and the mass of the base, respectively, c 2 and m 2 are the stiffness and mass of the bulkhead, respectively, h 1 is the absolute value of viscous damping in the system, which is associated with the logarithmic attenuation coefficient δ 1 of the oscillatory system.

На фиг. 4 представлена схема стенда для испытаний шумопоглощающих элементов; 18 - исследуемый объект; 19 - точка измерения; 20 - подвесной пол; 21 - звукопоглощающее клиновидное покрытие.In FIG. 4 is a diagram of a bench for testing sound-absorbing elements; 18 - the investigated object; 19 - measurement point; 20 - suspended floor; 21 is a sound-absorbing wedge-shaped coating.

На фиг. 5 представлена схема шумопоглощающей облицовки типа плита «Акмигран с воздушным промежутком 200 мм. На фиг. 6 изображены характеристики звукопоглощающих облицовок: кривая 1 - плита «Акмигран»; кривая 2 - то же, с воздушным промежутком 200 мм; кривая 3 - маты супертонкого базальтового волокна толщиной 50 мм; на фиг. 7 - общий вид стенда для виброакустических испытаний.In FIG. 5 is a diagram of a sound-absorbing cladding of the Akmigran plate type with an air gap of 200 mm. In FIG. 6 shows the characteristics of sound-absorbing facings: curve 1 - Akmigran plate; curve 2 - the same, with an air gap of 200 mm; curve 3 - mats of superthin basalt fiber with a thickness of 50 mm; in FIG. 7 is a General view of the stand for vibroacoustic tests.

Уровень звуковой мощности Lp определяют по результатам измерений среднего уровня звукового давления Lcp на измерительной поверхности S, м2, за которую обычно принимают площадь полусферы (фиг. 4), т.е.The sound power level L p is determined by measuring the average sound pressure level L cp on the measuring surface S, m 2 , which is usually taken as the hemisphere area (Fig. 4), i.e.

Figure 00000002
Figure 00000002

где S=2πr2; r - расстояние от центра источника до точек измерений; S0=1 м2.where S = 2πr 2 ; r is the distance from the center of the source to the measurement points; S 0 = 1 m 2 .

Таким же образом определяется корректированный уровень звуковой мощности LрА The corrected sound power level L pA is determined in the same way .

Figure 00000003
Figure 00000003

где LАcр - средний уровень звука на измерительной поверхности.where L Acr is the average sound level on the measuring surface.

Величины снижения уровней звукового давления могут быть определены только в зоне отраженного звукового поля (когда rmin≥rпр)The magnitude of the decrease in sound pressure levels can be determined only in the area of the reflected sound field (when r min ≥r pr )

Figure 00000004
Figure 00000004

где B - постоянная каюты судна до его акустической обработки, м2;where B is the constant cabin of the vessel before its acoustic treatment, m 2 ;

B1 - постоянная помещения после его акустической обработки, м2, которая определяется по формулеB 1 - the constant of the room after its acoustic treatment, m 2 , which is determined by the formula

Figure 00000005
Figure 00000005

где A1=α(Sобщ-Sобл) - эквивалентная площадь звукопоглощения поверхностями, не занятыми звукопоглощающей облицовкой; α=B/(B+Sобщ) - средний коэффициент звукопоглощения в помещении до его акустической обработки; α1 - средний коэффициент звукопоглощения акустически обработанного помещения, определяемый соотношениемwhere A 1 = α (S total -S region ) is the equivalent area of sound absorption by surfaces not occupied by sound-absorbing lining; α = B / (B + S total ) - the average coefficient of sound absorption in the room before its acoustic processing; α 1 - the average coefficient of sound absorption of an acoustically treated room, determined by the ratio

Figure 00000006
Figure 00000006

ΔA - величина суммарного добавочного поглощения, вносимого конструкцией звукопоглощающей облицовки или штучными звукопоглотителями, определяемого по формулеΔA is the value of the total additional absorption introduced by the design of the sound-absorbing cladding or piece sound absorbers, determined by the formula

Figure 00000007
Figure 00000007

где αобл - реверберационный коэффициент звукопоглощения конструкции облицовки;where α reg - reverberation coefficient of sound absorption of the cladding;

Sобл - площадь этой конструкции, м2;S region - the area of this structure, m 2 ;

Aшт - эквивалентная площадь звукопоглощения одного штучного поглотителя, м2;A pc is the equivalent sound absorption area of one piece absorber, m 2 ;

n - количество штучных звукопоглотителей в помещении.n is the number of piece sound absorbers in the room.

Величина снижения уровня звукового давления ΔL зависит от соотношения между прямым звуком, приходящим непосредственно от источника шума, и звуком отраженным и рассчитывается по формулеThe magnitude of the decrease in sound pressure level ΔL depends on the ratio between the direct sound coming directly from the noise source and the sound reflected and calculated by the formula

Figure 00000008
Figure 00000008

где L - уровень звукового давления в расчетной точке до акустической обработки помещения, дБ; Lобл - уровень звукового давления в расчетной точке после акустической обработки помещения, дБ.where L is the sound pressure level at the design point before the acoustic treatment of the room, dB; L region - sound pressure level at the design point after acoustic treatment of the room, dB.

Возможен вариант, когда для исследования эффективности модели акустического потолка 25 (фиг. 7), облицованного звукопоглотителем, с боковых стенок металлического корпуса 28 снимается звукопоглотитель, а эффективную часть регулируемого источника шума 27, установленного на звукопоглотителе 27, направляют на потолочную часть корпуса 28 и включают его, последовательно изменяя громкость звука и частоту сигнала, затем с микрофона 23 подают сигналы (на чертежах не показано) на усилитель мощности, например тензометрический 29, а с него подают сигналы на осциллограф 24 и записывают осциллограммы уровней звукового давления, по которым определяют эффективность модели акустического потолка.It is possible that in order to study the effectiveness of the acoustic ceiling model 25 (Fig. 7), lined with a sound absorber, a sound absorber is removed from the side walls of the metal housing 28, and the effective part of the adjustable noise source 27 installed on the sound absorber 27 is directed to the ceiling part of the body 28 and includes by successively changing the sound volume and signal frequency, then signals are sent from the microphone 23 (not shown in the drawings) to a power amplifier, for example strain gauge 29, and signals from it and the oscilloscope 24 and record the oscillograms of sound pressure levels, which determine the effectiveness of the acoustic ceiling model.

Claims (16)

1. Стенд для виброакустических испытаний образцов и моделей, содержащий основание, на котором посредством по крайней мере трех виброизоляторов закреплена переборка, представляющая собой одномассовую колебательную систему массой и жесткостью соответственно m2 и c2, а в качестве генератора гармонических колебаний использован эксцентриковый вибратор, расположенный на переборке, отличающийся тем, что на переборке установлена стойка для испытания собственных частот упругих элементов рессорных и тарельчатых виброизоляторов разной длины, геометрических параметров, а также разной величины масс, закрепленных на концах этих испытываемых элементов, при этом колебания массы, закрепленной на каждом упругом элементе, фиксируется индикатором перемещений, по показаниям которого определяется резонансная частота, соответствующая параметрам каждого упругого элемента, причем на основании и переборке закреплены датчики виброускорений, сигналы от которых поступают на усилитель, затем осциллограф, магнитограф и компьютер для обработки полученной информации, при этом для настройки работы стенда используется частотомер и фазометр, а для определения собственных частот каждой из исследуемых систем виброизоляции производится имитация ударных импульсных нагрузок на каждую из систем и записываются осциллограммы свободных колебаний, при расшифровке которых определяют собственные частоты систем виброизоляции и логарифмический декремент затухания колебаний по формуле1. A stand for vibro-acoustic testing of samples and models, containing a base on which a bulkhead is mounted using at least three vibration isolators, which is a single-mass oscillatory system with mass and stiffness, respectively, m 2 and c 2 , and an eccentric vibrator is used as a harmonic oscillator located on the bulkhead, characterized in that the bulkhead is equipped with a stand for testing the natural frequencies of the elastic elements of spring and plate vibration isolators of different lengths, geometric parameters, as well as different values of the masses attached to the ends of these test elements, while the fluctuations in the mass attached to each elastic element are recorded by a displacement indicator, the readings of which determine the resonant frequency corresponding to the parameters of each elastic element, and fixed to the base and bulkhead vibration acceleration sensors, the signals from which are fed to the amplifier, then an oscilloscope, a magnetograph and a computer to process the received information, while for tuning Started stand used frequency and phase meter and to determine the natural frequencies of each vibration isolation systems investigated produced imitation percussion impulse loads on each of the systems and recorded waveform free oscillations decrypting determining the natural frequencies of vibration isolation systems and the logarithmic decrement of oscillations of formula
Figure 00000009
Figure 00000009
 где c1 и m1 - соответственно жесткость упругих элементов виброизоляторов и масса основания, c2 и m2 - соответственно жесткость и масса переборки, h1 - абсолютная величина вязкого демпфирования в системе, которая связана с логарифмическим коэффициентом затухания δ1 колебательной системы, при этом уровень звуковой мощности Lp определяют по результатам измерений среднего уровня звукового давления Lcp на измерительной поверхности S, м2, за которую принята площадь полусферы:where c 1 and m 1 are the stiffness of the elastic elements of the vibration isolators and the mass of the base, respectively, c 2 and m 2 are the stiffness and mass of the bulkhead, respectively, h 1 is the absolute value of viscous damping in the system, which is associated with the logarithmic attenuation coefficient δ 1 of the oscillatory system, this sound power level L p is determined by measuring the average sound pressure level L cp on the measuring surface S, m 2 , for which the hemisphere area is taken:
Figure 00000010
,
Figure 00000010
, где S=2πr2; r - расстояние от центра источника до точек измерений; S0=1 м2, а корректированный уровень звуковой мощности LpA:where S = 2πr 2 ; r is the distance from the center of the source to the measurement points; S 0 = 1 m 2 and the corrected sound power level L pA :
Figure 00000011
,
Figure 00000011
, где LAср - средний уровень звука на измерительной поверхности, при этом величину снижения уровня звукового давления ΔL в отраженном звуковом поле образца рассчитывают по формулеwhere L Aav is the average sound level on the measuring surface, while the magnitude of the decrease in sound pressure level ΔL in the reflected sound field of the sample is calculated by the formula
Figure 00000012
Figure 00000012
 где L - уровень звукового давления в расчетной точке до акустической обработки помещения, дБ; Lобл - уровень звукового давления в расчетной точке после акустической обработки помещения, дБ; В - постоянная каюты судна до его акустической обработки, м2; В1 - постоянная помещения после его акустической обработки, м2, которая определяется по формулеwhere L is the sound pressure level at the design point before the acoustic treatment of the room, dB; L region - sound pressure level at the design point after acoustic treatment of the room, dB; In - the constant cabin of the vessel to its acoustic treatment, m 2 ; In 1 - the constant of the room after its acoustic treatment, m 2 , which is determined by the formula
Figure 00000013
Figure 00000013
 где A1=α(Sобщ-Sобл) - эквивалентная площадь звукопоглощения поверхностями, не занятыми звукопоглощающей облицовкой; α=B/(B+Sобщ) - средний коэффициент звукопоглощения в помещении до его акустической обработки; α1 - средний коэффициент звукопоглощения акустически обработанного помещения, определяемый соотношениемwhere A 1 = α (S total -S region ) is the equivalent area of sound absorption by surfaces not occupied by sound-absorbing lining; α = B / (B + S total ) - the average coefficient of sound absorption in the room before its acoustic processing; α 1 - the average coefficient of sound absorption of an acoustically treated room, determined by the ratio
Figure 00000014
Figure 00000014
 где ΔА - величина суммарного добавочного поглощения, вносимого конструкцией звукопоглощающей облицовки или штучными звукопоглотителями, определяемого по формулеwhere ΔA is the value of the total additional absorption introduced by the design of the sound-absorbing cladding or piece sound absorbers, determined by the formula ΔA=αо6лSобл+Aштn,ΔA = α o6l S region + A pc n, где αобл - реверберационный коэффициент звукопоглощения конструкции облицовки; Sобл - площадь этой конструкции, м2; Ашт - эквивалентная площадь звукопоглощения одного штучного поглотителя, м2; n - количество штучных звукопоглотителей в помещении, причем на каждом из исследуемых упругих элементов разной длины, геометрических параметров, а также разной величины масс, закреплены тензодатчики на концах этих испытываемых элементов, при этом колебания массы, закрепленной на каждом упругом элементе, фиксируется как индикатором перемещений, так и тензодатчиками, причем по показаниям индикатора проводится экспресс-оценка характеристик, а при обработке сигналов с тензодатчиков, поступающих на усилитель, затем осциллограф, магнитограф и компьютер для обработки полученной информации, определяются амплитудно-частотные характеристики и выявляются оптимальные характеристики: жесткость и коэффициент демпфирования каждого из упругих элементов.where α reg - reverberation coefficient of sound absorption of the cladding; S region - the area of this structure, m 2 ; And pcs - the equivalent sound absorption area of one piece absorber, m 2 ; n is the number of piece sound absorbers in the room, and on each of the studied elastic elements of different lengths, geometric parameters, and also different masses, strain gauges are fixed at the ends of these tested elements, while the oscillations of the mass attached to each elastic element are recorded as an indicator of movements , and strain gauges, moreover, according to the indications of the indicator, an express assessment of the characteristics is carried out, and when processing signals from strain gauges entering the amplifier, then an oscilloscope, magnetograph and a computer for processing the obtained information, the amplitude-frequency characteristics are determined and optimal characteristics are revealed: stiffness and damping coefficient of each of the elastic elements. 2. Стенд для виброакустических испытаний образцов и моделей по п. 1, отличающийся тем, что для исследования эффективности акустического потолка, облицованного звукопоглотителем, с боковых стенок металлического корпуса снимают звукопоглотитель, а эффективную часть регулируемого источника шума направляют на потолочную часть корпуса и включают его, последовательно изменяя громкость звука и частоту сигнала, затем с микрофона подают сигналы на усилитель мощности, например тензометрический, а с него подают сигналы на осциллограф и записывают осциллограммы уровней звукового давления, по которым определяют эффективность акустического потолка.2. A stand for vibration-acoustic testing of samples and models according to claim 1, characterized in that for studying the effectiveness of an acoustic ceiling lined with a sound absorber, a sound absorber is removed from the side walls of the metal case, and the effective part of the adjustable noise source is directed to the ceiling part of the case and turned on, sequentially changing the sound volume and the frequency of the signal, then from the microphone they feed signals to a power amplifier, for example a strain gauge, and from it they feed signals to an oscilloscope t waveforms of sound pressure levels, which determine the effectiveness of the acoustic ceiling.
RU2016146314A 2016-11-25 2016-11-25 Vibroacoustic tests bench of samples and models RU2639044C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2016146314A RU2639044C1 (en) 2016-11-25 2016-11-25 Vibroacoustic tests bench of samples and models

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2016146314A RU2639044C1 (en) 2016-11-25 2016-11-25 Vibroacoustic tests bench of samples and models

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2639044C1 true RU2639044C1 (en) 2017-12-19

Family

ID=60718802

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2016146314A RU2639044C1 (en) 2016-11-25 2016-11-25 Vibroacoustic tests bench of samples and models

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2639044C1 (en)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2247346C1 (en) * 2004-02-24 2005-02-27 Военно-морская академия им. Адмирала Флота Советского Союза Н.Г. Кузнецова Device for transmitting vibration from bench to vibration insulator
RU91540U1 (en) * 2009-12-07 2010-02-20 Александр Павлович Яковлев VIBROSTEND
RU2475711C1 (en) * 2011-10-06 2013-02-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Московский Государственный Университет Леса" (ГОУ ВПО "МГУЛ") Sports flooring testing device
RU2558679C1 (en) * 2014-05-22 2015-08-10 Олег Савельевич Кочетов Test rig for vibroacoustic tests of samples and models

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2247346C1 (en) * 2004-02-24 2005-02-27 Военно-морская академия им. Адмирала Флота Советского Союза Н.Г. Кузнецова Device for transmitting vibration from bench to vibration insulator
RU91540U1 (en) * 2009-12-07 2010-02-20 Александр Павлович Яковлев VIBROSTEND
RU2475711C1 (en) * 2011-10-06 2013-02-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Московский Государственный Университет Леса" (ГОУ ВПО "МГУЛ") Sports flooring testing device
RU2558679C1 (en) * 2014-05-22 2015-08-10 Олег Савельевич Кочетов Test rig for vibroacoustic tests of samples and models

Similar Documents

Publication Publication Date Title
RU2596239C1 (en) Method of vibroacoustic tests of specimens and models
RU2558679C1 (en) Test rig for vibroacoustic tests of samples and models
RU2603787C1 (en) Test bench for vibroacoustic tests of specimens and models
RU2607361C1 (en) Method of testing multimass vibration isolation systems
RU2659984C1 (en) Test bench for vibroacoustic tests of specimens and models
RU2596232C1 (en) Test bench for multimass vibration isolation systems
RU2603826C1 (en) Method of analyzing two-mass vibration isolation systems
RU2642155C1 (en) Bench for models of vibration systems of ship engine room power plants vibro-acoustic tests
RU2639044C1 (en) Vibroacoustic tests bench of samples and models
RU2653554C1 (en) Method of vibroacoustic tests of specimens and models
RU2643191C1 (en) Test bench for vibration isolators resilient elements testing
RU2015130859A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF SAMPLES AND MODELS
RU2019106019A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF SAMPLES AND MODELS
RU2018140688A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF SAMPLES AND MODELS
RU2018141671A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF SAMPLES AND MODELS
RU2637718C1 (en) Method for examining dual-mass vibration insulation systems
RU2018141664A (en) METHOD OF VIBROACOUSTIC TESTS OF SAMPLES AND MODELS
RU2605504C1 (en) Test bench for vibration isolators resilient elements testing
RU2019142917A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF SAMPLES AND MODELS
RU2016146305A (en) VIBROACOUSTIC TEST STAND
RU2017143377A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS SAMPLES AND MODELS
RU2652154C1 (en) Stand for vibroacoustic tests
RU2019142413A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF SAMPLES AND MODELS
RU2017121150A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF ELASTIC AND NOISE-ABSORBING ELEMENT SAMPLES
RU2018141678A (en) STAND FOR VIBROACOUSTIC TESTS OF ELASTIC AND NOISE-ABSORBING ELEMENT SAMPLES