Эффективность применения систем активного гашения колебаний судовых конструкций

DOI: 10.24937/2542-2324-2019-2-388-150-158 УДК 534.83

В.Д. Белов1, А.В. Гладилин1, В.Л. Маслов2, А.А. Петров2, Д.А. Смагин1

1 Акустический институт им. акад. Н.Н. Андреева (АО «АКИН»), Москва, Россия

2 ФГУП «Крыловский государственный научный центр», Санкт-Петербург, Россия

ЭФФЕКТИВНОСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ СИСТЕМ АКТИВНОГО ГАШЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ СУДОВЫХ КОНСТРУКЦИЙ

Объект и цель научной работы. Экспериментальное исследование эффективности применения систем активного гашения (САГ) колебаний судовых конструкций.

Материалы и методы. Испытания систем активного виброгашения на макетах, имитирующих судовое оборудование. Измерения параметров виброакустических полей при выключенной и включенной САГ. Эффективность активных средств оценивалась по уменьшению среднеквадратичных значений вибрации фундаментной конструкции. Основные результаты. Испытания САГ показали высокую эффективность снижения вибраций, возбуждаемых периодическими силами и передающихся на судовые конструкции через опорные связи. Эффективность 4-канальной САГ составила не менее 18 дБ. Эффективность 6-канальной САГ, направленной на снижение периодической вибрации, распространяющейся от движителя через валопровод на фундаментные конструкции, составила ~10 дБ. Заключение. Показана перспективная возможность эффективного применения активных средств виброгашения для снижения вибрации, создаваемой оборудованием и механизмами и распространяющейся через опорные связи по судовым конструкциям.

Ключевые слова: система активного гашения, активная компенсация, вибрация, адаптивная система управления, многоканальные системы управления.

Авторы заявляют об отсутствии возможных конфликтов интересов.

DOI: 10.24937/2542-2324-2019-2-388-150-158 UDC 534.83

V. Belov1, A. Gladilin1, V. Maslov2, A. Petrov2, D. Smagin1

1 Andreyev Acoustics Institute (AAI), Moscow, Russia

2 Krylov State Research Centre, St. Petersburg, Russia

EFFICIENCY OF ACTIVE VIBRATION DAMPERS FOR SHIP STRUCTURES

Object and purpose of research. Experimental study on efficiency of active vibration control (AVC) of ship structures.

Materials and methods. Laboratory tests of AVC systems on the dummies simulating ship equipment. Vi-broacoustic measurements with and without AVC. Efficiency of the AVC was assessed as reduction in RMS vibrations of the foundation structure.

Main results. The tests of AVC demonstrated high efficiency in damping of the vibrations induced by periodical forces and transferred to ship structures via bearing members. The efficiency of 4-channel AVC system was not less than 18 dB. The efficiency of 6-channel AVC system intended to mitigate periodical vibration transferred from the propulsor to foundation structures via the shaft line was ~10 dB.

Для цитирования: Белов В.Д., Гладилин А.В., Маслов В.Л., Петров А.А., Смагин Д.А. Эффективность применения систем активного гашения колебаний судовых конструкций. Труды Крыловского государственного научного центра. 2019; 2(388): 150-158.

For citations: Belov V., Gladilin A., Maslov V., Petrov A., Smagin D. Efficiency of active vibration dampers for ship structures. Transactions of the Krylov State Research Centre. 2019; 2(388): 150-158 (in Russian).

Conclusion. The study shows that AVC can efficiently mitigate equipment and machinery vibration transferred to ship structures via bearing members.

Keywords: active vibration control system, active compensation, vibration, adaptive control system, multi-channel control systems.

Authors declare lack of the possible conflicts of interests.

Введение

Introduction

Как известно, методы ослабления шума и вибраций различных механизмов осуществляются в основном так называемыми пассивными средствами, такими как амортизаторы, демпферы, звукоизолирующие и вибропоглощающие покрытия и т.п. Наряду с этим исследователи регулярно обращаются к идее создания активных методов управления вибрационными и акустическими полями. Отличительная черта таких методов - наличие дополнительных источников колебательной энергии (активных элементов). Основная идея состоит в том, что вибрации конструкции или шумы помещения, обусловленные работой машины, компенсируются колебаниями дополнительных источников.

К настоящему времени многие исследователи вновь пришли к осознанной потребности создания систем активной компенсации. Это обусловлено, с одной стороны, дефицитом новых решений в сфере традиционных, пассивных средств снижения шума и вибрации, а с другой, в значительной степени - новейшими разработками быстрых цифровых сигнальных процессоров вместе с быстрыми многоканальными аналого-цифровыми и цифро-аналоговыми преобразователями. Таким образом, активным методам снижения вибрации и шума посвящено довольно большое множество публикаций, однако, выделяя из указанного множества статьи практической направленности, можно заметить, что большинство из них касается вопросов применения активных систем в машиностроении, станкостроении, авиастроении. А вот в области судостроения аналогичных работ в печати немного. Можно отметить ряд публикаций [1-8], однако их авторы ограничиваются лишь теоретическим рассмотрением проблемы и численными оценками, не приводя результатов испытаний макетных или натурных образцов.

В настоящей статье предпринята попытка актуализации идеи использования активной компенсации для судовых систем и механизмов. В качестве положительного примера реализации современной цифровой адаптивной активной системы виброгашения подробно излагается весь алгоритм проведе-

ния экспериментального исследования эффективности такой системы применительно к виброгашению колебаний, распространяющихся по различным судовым системам.

Структура системы активного гашения

Components of active vibration damping system

На рис. 1 приведена структура многоканальной адаптивной системы активного гашения (САГ) вибрации, возбуждаемой работой контролируемого первичного источника колебаний (ПИ), например судового роторного механизма или судового механизма циклического действия. Составляющая исходного поля колебаний, возбуждаемая этим источником, должна быть подавлена САГ. Показан также неконтролируемый первичный источник (И) - совокупность механизмов и других источников колебаний различного происхождения, создающих в исходном поле составляющую, которую не требуется снижать. Эта составляющая является помехой для работы САГ. На схеме показаны преобразователи: опорный приемник (ОП), контрольные приемники (КП), вторичные компенсирующие источники (КИ), а также устройство управления. Компенсирующие источники представляют собой активные динамические гасители.

Контрольные приемники предназначены для передачи в устройство управления информации о результирующем поле колебаний - сумме исходного и компенсирующего полей. Опорный приемник предназначен для контроля и передачи в устройство управления информации о сигнале контролируемого ПИ. На схеме показаны усилители мощности (УМ), предварительные усилители (ПУ) и формирователь опорных сигналов (ФОС). Совокупность ИП и ФОС образует тракт формирования опорных сигналов. В устройстве управления на основе информации о векторе s(t) опорных сигналов, векторе y(t) сигналов контрольных приемников и характеристиках объекта управления («последовательного соединения» компенсирующих источников, упругой среды и контрольных

s(0

I

ФОС t

ИП

Устройство управления

A

x

y

УМ

ПУ

r

Механизмы ОП

КИ

Fig. 1. Components of multi-channel active damping system: И - uncontrollable primary source of disturbance; ПИ - controllable primary source of vibration; ОП - reference receiver; ИП - measuring device for operation period (cycle time) of the primary vibration source (machinery); ФОС - reference signal former; ПУ -pre-amplifiers; КП - control receivers; УМ - power amplifiers; КИ - compensating sources; x(t) -control signal vector of compensating sources; y(t) - signal vector of control receivers; s(t) - vector of reference signals; r(t) - signal of reference receiver

Рис. 1. Структура многоканальной системы активного гашения:

И - неконтролируемый первичный источник (источник помехи); ПИ - контролируемый первичный источник; ОП - опорный приемник; ИП - измеритель периода (времени цикла) работы механизма - первичного источника колебаний; ФОС - формирователь опорных сигналов; ПУ - предварительные усилители; КП - контрольные приемники; УМ - усилители мощности; КИ - компенсирующие источники; x(t) - вектор сигналов управления компенсирующими источниками; y(t) - вектор сигналов контрольных приемников; s(t) - вектор опорных сигналов; r(t) - сигнал опорного приемника

И ПИ КП

Конструкция

приемников) синтезируется вектор x(t) сигналов управления компенсирующими источниками. Алгоритмы управления, программно реализованные в устройстве управления САГ, приведены в работах [9-11].

Предполагается, что характеристики объекта управления измеряются самой системой автоматически. Процедура измерения этих характеристик, называемая идентификацией объекта управления, может производиться как до включения САГ, так и в процессе ее работы.

Испытания опытного образца САГ проводились на трех различных полунатурных стендах, имитирующих действие виброактивного оборудования на корпусные конструкции судна.

Экспериментальное исследование эффективности системы активного гашения по снижению вибраций, возбуждаемых роторным механизмом

Experimental study on efficiency of active damping system in mitigation of rotor-induced vibration

Структура полунатурного стенда представлена на рис. 2. В качестве первичного источника колебаний 1 при испытаниях использован реальный роторный механизм - электронасос «Калибр НБЦ-370». В качестве компенсирующих источников 8

были использованы электродинамические вибраторы. В состав устройства управления 9 входят блок обработки, в котором программно реализованы алгоритмы активного гашения, предварительные усилители сигналов контрольных акселерометров и усилители мощности сигналов компенсирующих источников.

Целью испытаний была экспериментальная оценка эффективности работы САГ по виброгашению колебаний, распространяющихся через опорные связи (пассивные амортизаторы) от работающего механизма - насоса, установленного на раме (алюминиевой пластине), к фундаментной конструкции (стальной пластине). Частота вынужденных колебаний, обусловленная работой насоса, равнялась 47,5 Гц.

На поверхности стальной пластины были зако-ординированы 88 измерительных точек, которые равномерно располагались в узлах прямоугольной сетки, нанесенной на пластину.

Измерения проводились в два этапа: на первом этапе САГ была выключена, на втором -включена.

На первом этапе выполнялись следующие действия. Измерительные акселерометры последовательно перемещались по точкам на пластине. Уровни сигналов акселерометров регистрировались с помощью системы сбора данных. Измеренные амплитуды ускорений пересчитывались в амплитуды скоростей. По полученным в результате этого пересчета данным вычислялась сумма квадратов амплитудных значений скоро-

Fig. 2. Components of semi-full-scale test rig for experimental sample of active vibration damper:

1 - electric pump Kalibr-NBC-370;

2 - reference receiver; 3 - aluminium plate; 4 - steel plate; 5 - passive vibration isolators of the first cascade;

6 - passive vibration isolators of the second cascade;

7 - control vibration receivers of AVC system (accelerometers);

8 - compensating vibration sources of AVC system (vibrators);

9 - control unit of AVC system;

10 - accelerometers;

11 - data acquisition device

Рис. 2. Структурная схема полунатурного стенда для испытаний опытного образца системы активного гашения:

I - электронасос «Калибр НБЦ-370»; 2 - опорный приемник; 3 - алюминиевая пластина;

4 - стальная пластина; 5 - пассивные амортизаторы первого каскада; 6 - пассивные амортизаторы второго каскада; 7 - контрольные виброприемники САГ (акселерометры); 8 - компенсирующие источники колебаний САГ (вибраторы); 9 - устройство управления САГ; 10 - измерительные акселерометры;

II - станция сбора данных

стей, характеризующая кинетическую энергию колебания стальной пластины, возбуждаемой работой насоса, до включения САГ в соответствии с выражением

1 N

5 = —У V,2 = 1,348 • 10-7 м2/с2,

N7^1

где , - номер измерительной точки; N = 88 - число измерительных точек; V, - амплитуда скорости в ,-й измерительной точке.

На втором этапе при включенной САГ и работающем насосе проводились измерения, аналогичные описанным выше.

Среднеквадратичное значение скорости, характеризующее кинетическую энергию колебания стальной пластины при включенной САГ, равняется

1 N

= — У v2 = 1,996 • 10-9 м2/с2.

N,=1

Отношение среднеквадратичных скоростей колебаний стальной пластины до и после включения САГ, характеризующее эффективность САГ по снижению вибрации стальной пластины, равняется

ЕЕ = 10^(5 / 5к) =

= 10^

Таким образом, результаты испытаний показали высокую эффективность разработанного

опытного образца САГ по виброгашению колебаний, распространяющихся через опорные связи от работающего механизма к фундаментной конструкции.

Экспериментальное исследование эффективности системы активного гашения по снижению вибрационных помех, возбуждаемых в покровной антенне гидроакустического комплекса

Experimental study on efficiency of active damping system in vibration interference mitigation for flank-array sonar

Структура полунатурного стенда представлена на рис. 3. Цель испытаний при этом заключалась в экспериментальной оценке эффективности работы САГ по снижению вибрационных помех, возбуждаемых в антенне гидроакустического комплекса (ГАК) работающими корабельными механизмами.

Первичный источник колебаний - вибратор 1, имитирующий работу корабельного механизма, был установлен на фундаментной конструкции -алюминиевой пластине 7, связанной с макетом корпуса корабля (стальной конструкцией 8) с помощью пассивных амортизаторов 9. Алюминиевая пластина была демпфирована вибропоглощаю-щим покрытием на основе материала ВМЛ-25

Fig. 3. Layout of test rig for operational efficiency checks of active vibration damping system intended to mitigate sonar interference: 1 - vibrator; 2 - force gauge; 3 - generator; 4 - power amplifier;

5 - data acquisition device;

6 - accelerometers; 7 - aluminium plate; 8 - steel structure; 9, 10 - passive elastic mounts; 11 - signal processing unit; 12 -vibration control receivers (accelerometers);

13 - pre-amplifier unit;

14 - power amplifier unit;

15 - compensating vibration sources;

16 - sonar coating;

17 - a fragment of antenna

Рис. 3. Схема стенда для экспериментальной проверки эффективности работы системы активного гашения вибраций с целью снижения помех антенне гидроакустического комплекса:

1 - вибратор; 2 - датчик силы; 3 - генератор; 4 - усилитель мощности; 5 - станция сбора данных; 6 - измерительные акселерометры; 7 - алюминиевая пластина; 8 - стальная конструкция; 9,10 - пассивные амортизаторы; 11 - блок обработки; 12 - контрольные виброприемники (акселерометры); 13 - блок предварительных усилителей; 14 - блок усилителей мощности; 15 - компенсирующие источники колебаний; 16 - гидроакустическое покрытие; 17 - фрагмент антенны

толщиной 9 мм. Алюминиевая пластина крепилась к стальной конструкции с помощью четырех амортизаторов 8ТОР-СИОС 7002 иА. К стальной конструкции было приклеено гидроакустическое покрытие 16, внутри которого размещались фрагменты антенны 17.

В состав опытного образца САГ входят следующие элементы: контрольные виброприемники

(акселерометры) 12, компенсирующие источники колебаний (вибраторы) 15 и устройство управления, состоящее из блока предварительных усилителей 13, блока обработки 11 и блока усилителей мощности 14. При экспериментальной проверке эффективности работы САГ в составе испытательного стенда в качестве опорного сигнала берется сигнал от генератора 3.

79' 8

10

11

Fig. 4. Test rigs for operational efficiency studies of active damping system:

1 - vibrator (primary source);

2 - compensating vibration sources;

3 - power amplifiers; 4 - processing unit of compensating source controller;

5 - control vibration receivers (accelerometers);

6 - pre-amplifier unit; 7 - aluminum plate;

8 - steel structure; 9 - passive elastic mounts; 10 - accelerometers; 11 - sonar coating

1

Рис. 4. Стенд для экспериментального исследования эффективности работы системы активного гашения:

I - вибратор (первичный источник); 2 - компенсирующие источники колебаний; 3 - усилители мощности; 4 - блок обработки устройства управления компенсирующими источниками; 5 - контрольные виброприемники (акселерометры); 6 - блок предварительных усилителей; 7 - алюминиевая пластина;

8 - стальная конструкция; 9 - пассивные амортизаторы; 10 - измерительные акселерометры;

II - гидроакустическое покрытие

При испытаниях, проводимых в большой виброакустической камере АО «АКИН», оценивалась эффективность работы САГ по снижению вибрации стальной конструкции, возбуждаемой вибратором 1. Эффективность при этом определялась как отношение сумм квадратов амплитуд скоростей колебаний в измерительных точках до и после включения САГ, т. е. оценивалась эффективность САГ по снижению кинетической энергии колебаний стальной конструкции. Частота возбуждения первичного поля при испытаниях была выбрана равной 47 Гц. Стенд показан на рис. 4.

На поверхности стальной конструкции была закоординирована 81 измерительная точка. Точки равномерно располагались в узлах прямоугольной сетки, нанесенной на конструкцию. Измерения проводились, как и в предыдущем эксперименте, в два этапа: на первом этапе САГ была выключена, на втором - включена. На каждом этапе выполнялись следующие действия. Измерительные акселерометры последовательно перемещались по точкам на конструкции. Уровни сигналов акселерометров регистрировались с помощью многоканальной системы сбора данных. Измеренные амплитуды ускорений пересчитывались в амплитуды скоростей.

Среднеквадратичное значение скорости, характеризующее кинетическую энергию колебания стальной конструкции до включения САГ, вычисленное в соответствии с соотношением (1) при N = 81, равно

5 = 2,591-10-7 м2/с2.

Среднеквадратичное значение скорости, характеризующее кинетическую энергию колебания стальной конструкции при включенной САГ, вычисленное в соответствии с соотношением (2) при N = 81, равно

як = 8,421-10-11 м2/с2.

Отношение среднеквадратичных значений скорости колебаний стальной пластины до и после включения САГ, характеризующее эффективность САГ по снижению вибрации стальной конструкции, вычисленное в соответствии с соотношением (3), равняется

ЕЕ = 10 ^ / як) = 35 дБ.

Полученные результаты экспериментальных исследований эффективности работы САГ по снижению вибрационных помех, возбуждаемых в покровной антенне ГАК, позволяют сделать следующие выводы.

Эффективность САГ по снижению кинетической энергии вынужденных колебаний, возбуждаемых в стальной конструкции вибратором -первичным источником колебаний, имитирующим работу роторного корабельного механизма, составила 35 дБ.

При выключенной САГ вибрационная помеха перегружает предварительные усилители элементов антенны, и антенна не в состоянии регистрировать полезный сигнал. При включении САГ вибрационная помеха подавляется, и антенна может регистрировать полезный сигнал.

Экспериментальное исследование эффективности системы активного гашения на крупномасштабном макете морского объекта

Experimental study on efficiency

of active damping system on a large dummy

of marine object

В этом эксперименте стендовые испытания опытного образца САГ проводились на крупномасштабном макете морского объекта (МО) в Крыловском государственном научном центре. Макет МО (рис. 5) представлял собой совокупность макетов корпуса, фундаментной конструкции и валопровода. Опытный образец САГ испытывался в 6-канальном варианте, т.е. имел в своем составе 6 компенсирующих источников и 6 контрольных приемников.

Целью испытаний являлось уменьшение с помощью САГ вибрации фундаментной конструкции путем снижения потоков вибрационной энергии, передаваемой через опорные и упорные связи от системы «движитель - валопровод - подшипники» (ДВП) на фундаментную конструкцию.

При испытаниях макет ДВП последовательно во времени возбуждался на частоте 28,13 Гц в продольном и поперечном направлениях с помощью вибраторов, установленных на макете.

Результаты стендовых испытаний САГ на крупномасштабном макете МО позволяют сделать следующие выводы.

1. При различном взаимном расположении компенсирующих вибраторов и контрольных аксе-

Рис. 5. Крупномасштабный макет морского объекта: 1 - компенсирующий источник (вибратор); 2 - макет амортизированного валопровода;

3 - фундаментная конструкция;

4 - амортизаторы

Fig. 5. Large-scale dummy of marine object:

1 - compensating source (vibrator);

2 - dummy of shock-mounted shaftline;

3 - foundation structure;

4 - elastic mounts

4

лерометров величина гашения во всех контрольных точках, расположенных на валопро-воде, высока и лежит в пределах 45-58 дБ, а длительность переходного процесса мала и находится в интервале 1-3 с. Эти результаты характеризуют высокую эффективность САГ как многомерной многосвязной адаптивной системы управления и подтверждают корректность разработанного алгоритма управления вторичными компенсирующими источниками САГ, а также правильность выбранных технических решений при разработке аппаратно-программных средств устройства управления активной системы.

2. Для снижения вибрационной энергии, переходящей в макет фундаментной конструкции, вне зависимости от характера возбуждения (продольного или вертикального) следует гасить колебания макета валопровода в трех направлениях (продольном, траверсном и вертикальном).

3. Для оценки эффективности САГ по снижению вибрации крупномасштабного макета МО определялись среднеквадратичные уровни вибрации фундаментной конструкции во всех трех направлениях, при выключенной и включенной САГ. При этом эффективность САГ оценивалась как отношение уровней вибрации до и после включения САГ.

4. Эффективность САГ при продольном возбуждении составляет ~9 дБ, а при вертикальном —7 дБ.

5. Величина снижения вибрации в местах установки контрольных приемников всегда значительно выше, чем снижение вибрации, передающейся на фундамент через опорные связи (45-48 дБ против 7-9 дБ).

6. При увеличении числа каналов САГ ее эффективность снижается (18 и 35 дБ эффекта САГ с 4 каналами против 7-9 дБ у 6-каналь-ной САГ).

Авторы выражают благодарность сотрудникам Крыловского государственного научного центра и Акустического института им. акад. Н.Н. Андреева Ю.Г. Мигуну, Г.А. Тальке, В.Ю. Смольникову и А. О. Самойлову за помощь в проведении экспериментальных работ, результаты которых использованы в статье.

Библиографический список

1. PanX., Tso Y., JuniperR. Active control of low-frequency hull-radiated noise // Journal of Sound and Vibration. 2008. Т. 313. P. 29-45.

2. Pan X., Tso Y., Juniper R. Active control of radiated pressure of a submarine hull // Journal of Sound and Vibration. 2008. Т. 311. P. 224-242.

3. Zhang Z., Chen Y., Yin X., Hua H. Active vibration isolation and underwater sound radiation control // Journal of Sound and Vibration. 2008. Т. 318. № 4-5. P. 725-736.

4. Caresta M., Kessissoglou N. A design strategy in the propulsion system attachment to a submarine hull to minimize radiated noise // Annual Conference of the Australian Acoustical Society. 2009. P. 222-229.

5. Caresta M., Kessissoglou N. Active suppression of acoustic radiation from a submarine hull using inertial actuators // Proceedings of 20th International Congress on Acoustics. Sydney, Australia, 2010. P. 251-258.

6. Gangemi P., CarestaM., Kessissoglou N. Hybrid passive/active inertial actuators to attenuate the structural response of a submerged hull // Proceedings of Acoustics. Gold Coast, Australia, 2011. P. 244-251.

7. Liu W., Pan J. Nonlinear control of propeller induced vibration // Proceeding of Australia Acoustic Society 2012. Fremantle, Australia. 2012. P. 21-23.

8. Merz S., Kessissoglou N., Kinns R., Marburg S. Passive and active control of the radiated sound power from a submarine excited by propeller forces // Journal of Ship Research. 2013. Т. 57. № 1. P. 59-71.

9. Любашевский Г.С., Орлов А.И., Тартаковский Б.Д. Адаптивная компенсация дискретных компонент шума и вибрации // Акустический журнал. 1992. Т. 38. Вып. 3. С. 489-495.

10. Ломакин А.В., Любашевский Г.С., Орлов А.И., Тартаковский Б.Д. Исследования активной системы гашения узкополосных виброакустических процессов // Научно-технический сборник «Судостроительная промышленность». Серия «Акустика». 1990. Вып. 8. С. 82-86.

11. Любашевский Г.С., Орлов А.И., Тартаковский Б.Д. Адаптивная система компенсации дискретных составляющих вибрации и шума машинного оборудования. // Труды Х1 всесоюзной акустической конференции. Секция К. 1991. С. 17-20.

References

1. Pan X., Tso Y., Juniper R. Active control of low-frequency hull-radiated noise // Journal of Sound and Vibration. 2008. Т. 313. P. 29-45.

2. Pan X., Tso Y., Juniper R. Active control of radiated pressure of a submarine hull // Journal of Sound and Vibration. 2008. Т. 311. P. 224-242.

3. Zhang Z., Chen Y., Yin X., Hua H. Active vibration isolation and underwater sound radiation control // Journal of Sound and Vibration. 2008. Т. 318. № 4-5. P. 725-736.

4. Caresta M., Kessissoglou N. A design strategy in the propulsion system attachment to a submarine hull to minimize radiated noise // Annual Conference of the Australian Acoustical Society. 2009. P. 222-229.

5. Caresta M., Kessissoglou N. Active suppression of acoustic radiation from a submarine hull using inertial actuators // Proceedings of 20th International Congress on Acoustics. Sydney, Australia, 2010. P. 251-258.

6. Gangemi P., CarestaM., Kessissoglou N. Hybrid passive/active inertial actuators to attenuate the structural response of a submerged hull // Proceedings of Acoustics. Gold Coast, Australia, 2011. P. 244-251.

7. Liu W. , Pan J. Nonlinear control of propeller induced vibration // Proceeding of Australia Acoustic Society 2012. Fremantle, Australia. 2012. P. 21-23.

8. Merz S., Kessissoglou N., Kinns R., Marburg S. Passive and active control of the radiated sound power from

a submarine excited by propeller forces // Journal of Ship Research. 2013. r 57. № 1. P. 59-71.

9. G. Lyubashevsky, A. Orlov, B. Tartakovsky. Adaptive compensation of discrete noise and vibration components // Acoustical Physics, 1992, Vol. 38, Issue 3, pp. 489-495 (in Russian).

10. A. Lomakin, G. Lyubashevsky, A. Orlov, B. Tartakovsky. Active damping system for narrow-band noise and vibration // Sudostroitelnaya Promyshlennost' (Shipbuilding Industry), collection of scientific & technical papers. Acoustics series. 1990. Issue 8. P. 82-86 (in Russian).

11. G. Lyubashevsky, A. Orlov, B. Tartakovsky. Adaptive compensation system for discrete components of machinery-induced noise and vibration // Transactions of the 11th All-USSR acoustic conference. Section K. 1991. P. 17-20 (in Russian).

Сведения об авторах

Белов Владимир Дементьевич, к.ф.-м.н., ведущий научный сотрудник АО «АКИН». Адрес: 117036, Россия, Москва, ул. Шверника, 4. Тел.: 8 (499) 723-65-51, доб. 939. E-mail: info@akin.ru.

Гладилин Алексей Викторович, д.т.н., профессор, генеральный директор - научный руководитель АО «АКИН». Адрес: 117036, Россия, Москва, ул. Шверника, 4. Тел.: 8 (499) 126-74-01. E-mail: E-mail: info@akin.ru. Маслов Вячеслав Львович, д.т.н., профессор, главный научный сотрудник ФГУП «Крыловский государственный научный центр». Адрес: 196158, Россия, Санкт-Петербург, Московское шоссе, 44. Тел.: 8 (812) 415-49-85. E-mail: krylov@krylov.spb.ru.

Петров Александр Александрович, к.ф.-м.н., ведущий инженер ФГУП «Крыловский государственный научный центр». Адрес: 196158, Россия, Санкт-Петербург, Московское шоссе, 44. Тел.: 8 (812) 415-45-95. E-mail: krylov@krylov.spb.ru.

Смагин Дмитрий Анатольевич, начальник отдела АО «АКИН». Адрес: 117036, Россия, Москва, ул. Шверника, 4. Тел.: 8 (499) 723-65-51, доб. 898. E-mail: smagin@akin.ru.

About the authors

Vladimir D. Belov, Cand. Sci. (Phys. & Math), Lead Researcher, AAI JSC. Address: 4, Shvernika st., Moscow, Russia, post code 117036. Tel.: 8 (499) 723-65-51, extension 939. E-mail: info@akin.ru.

Alexey V. Gladilin, Dr. Sci. (Eng.), Prof., Director General -Scientific Principal, AAI JSC. Address: 4, Shvernika st., Moscow, Russia, post code 117036. Tel.: 8 (499) 126-74-01. E-mail: E-mail: info@akin.ru.

Vyacheslav L. Maslov, Dr. Sci. (Eng.)Prof., Chief Researcher, Krylov State Research Centre. Address: 44, Moskovskoye sh., St. Petersburg, Russia, post code 196158. Tel.: 8 (812) 415-49-85. E-mail: krylov@krylov.spb.ru. Aleksandr A. Petrov, Cand. Sci. (Phys. & Math), Lead Engineer, Krylov State Research Centre. Address: 44, Mos-

kovskoye sh., St. Petersburg, Russia, post code 196158. Tel.: 8 (812) 415-45-95. E-mail: krylov@krylov.spb.ru. Dmitry A. Smagin, Head of Department, AAI JSC. Address: 4, Shvernika st., Moscow, Russia, post code 117036. Tel.: 8 (499) 723-65-51, extension 898. E-mail: smagin@akin.ru.

Поступила / Received: 14.11.18 Принята в печать / Accepted: 20.05.19 © Коллектив авторов, 2019