Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса, цель и задачи исследования 7
1.1 Полезные свойства вибрации и примеры применения их в промышленности 7
1.1.1 Вибрационное транспортирование 9
1.1.2 Дробление и измельчение материалов 13
1.1.3 Технология вибрационной обработки поверхности изделий 15
1.1.4 Другие вибрационные технологии, позволяющие интенсифицировать технологические процессы 17
1.2 Проблемы негативного влияния вибрации на технические объекты и человека 19
1.3 Методы и средства борьбы с негативной вибрацией 23
1.3.1 Классификация средств защиты от вибрации 23
1.3.2 Пассивные средства защиты от вибрации 26
1.3.3 Активные средства защиты от вибрации 33
1.4 Цель и задачи исследования 37
1.5 Система виброзащиты с вращающимися дебалансами 38
2 Теоретические основы моделирования влияния сыпучего материала на динамику вибрационной машины 40
2.1 Феноменологическая модель массового груза на примере вибрационного транспортирования 41
2.2 Уравнения движения и деформации массовых грузов 51
2.3 Определение нагрузок на грузонесущий орган 61
2.4 Выводы 62
3 Математическая модель системы виброзащиты 63
3.1 Моделирование двухмассной колебательной системы, нагруженной сыпучим материалом 63
3.2 Реализация модели двухмассной колебательной системы в среде MATLAB+Simulink 67
3.3 Предпосылки для идентификации модели насыпного груза 70
3.4 Выводы 71
4 Выбор параметров модели вибрационной установки с системой виброизоляции 73
4.1 Описание лабораторной установки 73
4.2 Описание экспериментальных исследований 75
4.3 Результаты экспериментальных исследований 84
4.4 Выбор параметров математической модели и оценка ее адекватности 92
4.5 Выводы 95
5 Оценка эффективности системы виброзащиты 96
5.1 Выбор параметров функции усилия противодействия 96
5.2 Оценка эффективности системы виброзащиты и корректировка параметров функции усилия противодействия 100
5.3 Выводы 104
Заключение и общие выводы 105
Список литературы 107
Приложения 118
- Другие вибрационные технологии, позволяющие интенсифицировать технологические процессы
- Феноменологическая модель массового груза на примере вибрационного транспортирования
- Реализация модели двухмассной колебательной системы в среде MATLAB+Simulink
- Выбор параметров математической модели и оценка ее адекватности
Введение к работе
Современное металлургическое и горноперерабатывающее производство характеризуется высокой динамикой и напряженностью работы.
Необходимость повышения производительности накладывает жесткие требования на оборудование, эксплуатируемое в технологическом процессе. Приоритетными направлениями модернизации являются те, которые ведут к уменьшению себестоимости продукции и повышению ее качества. Один из путей -повышение надежности оборудования, улучшение его эксплуатационных характеристик, а так же обеспечение комфортности рабочих мест обслуживающего персонала.
В настоящее время широко распространены агрегаты, использующие вибрацию в качестве технологического фактора, воздействующего на обрабатываемую среду. Такие агрегаты принято называть виброактивными, и они позволяют увеличить эффективность технологических процессов. Одну из ключевых ролей в обеспечении надежности и безопасности процесса с применением вибрации играет система виброзащиты.
Современная тенденция роста скоростей движения исполнительных механизмов и мощности силовых установок приводит к увеличению колебаний и расширению вибрационного спектра, действующего на объект защиты, что обуславливает необходимость совершенствования виброзащитных систем и внедрение новых конструктивных решений. Как показали проведенные исследования, работы в области виброзащиты объектов больших масс составляют очень малую долю в обширной области знаний о системах виброзащиты.
Наиболее распространенными системами виброзащиты среди металлургического и горноперерабатывающего оборудования являются пассивные устройства на основе упругих элементов [46]. Это обусловлено их невысокой стоимостью и простотой конструкции. Однако среди виброактивного оборудование
в металлургической промышленности нередко встречаются агрегаты с колеблющейся массой порядка 10000 ... 20000 кг, а в некоторых случаях и выше. Рабочие частоты такого оборудования преимущественно определяются в диапазоне 15 ... 25 Гц.
Как показала практика, применение пассивных средств виброзащиты в условиях низкочастотных колебаний объектов больших масс не дает хороших результатов. Поэтому, как правило, применение таких объектов в технологии требует усиленных фундаментов и несущих конструкций повышенной прочности.
Невысокая эффективность гашения низкочастотных колебаний пассивными средствами виброзащиты на основе упругих элементов создает проблему размещения высокоточного оборудования и линий коммуникаций вблизи зоны действия виброактивных агрегатов с большими колеблющимися массами. Применение же сложных активных систем виброзащиты в большинстве случаев неоправданно, ввиду сложности настройки систем управления и высокой их стоимости. Реализация динамических способов гашения при помощи упругоподвешенных дополнительных масс ведет к значительному увеличению габаритных размеров и общей массы агрегата.
До сих пор проблема защиты от низкочастотных колебаний, распространяемых от работы виброактивных агрегатов больших масс, решалась за счет организации отдельных производственных площадок и усилением фундаментов и несущих конструкций [46]. Такое решение приводит к дополнительным строительным затратам, а так же к увеличению расходов на транспортирование перерабатываемого материала.
Создание недорогой системы виброзащиты способной эффективно бороться с низкочастотной вибрацией, имеющей возможность настройки по частоте и усилию воздействия, позволит повысить эффективность применения виброактивных агрегатов в металлургической и горноперерабатывающей отрасли.
Основной задачей данной работы является разработка и исследование системы виброзащиты, способной противодействовать низкочастотной вибрации, распространяющейся от колеблющегося объекта, осуществляющего обработку
материала. Как было указано выше, система не должна быть дорогой в обслуживании и должна иметь возможность настройки по частоте и воздействующему усилию.
Другие вибрационные технологии, позволяющие интенсифицировать технологические процессы
Действие линейных перегрузок эквивалентно статическому нагружению объекта. Статические нагрузки должны учитываться при расчете объекта на прочность. В некоторых случаях, главным образом при наличии в объекте соединений, с силовым замыканием, действие линейной перегрузки может вызвать нарушение нормального функционирования системы (размыкание пружины электрических контактов, ложные срабатывания релейных устройств и т.п.).
Наиболее опасными для технических объектов оказываются вибрационные воздействия. Знакопеременные напряжения, вызванные вибрационными воздействиями, приводят к накоплению повреждений в материале, что вызывает появление усталостных трещин и разрушение [7], [8].
Кроме усталостных разрушений в механических системах наблюдаются и другие явления, вызываемые вибрационными воздействиями. Например, эти воздействия приводят к постепенному ослаблению («разбалтыванию») неподвижных соединений. Вибрационные воздействия вызывают малые относительные смещения сопряженных поверхностей в соединениях деталей машин, при этом происходит изменение структуры поверхностных слоев сопрягаемых деталей, их износ и, как результат, уменьшение силы трения в соединении, что вызывает изменение диссипативных свойств объекта, смещает его собственные частоты и т.п. [7], [8]. Если в объекте имеются подвижные соединения с зазорами (например, кинематические пары в механизмах), вибрационные воздействия могут вызвать соударения сопрягаемых поверхностей, приводящие к их разрушению.
В большинстве случаев разрушение объекта при вибрационных воздействиях связано с возникновением резонансных явлений. Поэтому при полигармонических воздействиях наибольшую опасность представляют те гармоники, которые могут вызвать резонанс объекта, в связи с этим лабораторные испытания объектов на вибропрочность часто проводят при гармонических воздействиях в резонансных режимах. В сложных объектах, обладающих широким спектром собственных частот, возможно одновременное возбуждение нескольких резонансных режимов при действии полигармонического возмущения. Поэтому для таких объектов замена полигармонического воздействия гармоническим недопустима.
Ударные воздействия также могут явиться причиной разрушения объекта. Часто повреждения, вызываемые ударом, носят характер хрупких разрушений. Однако многократные удары могут приводить и к усталостным разрушениям, особенно в тех случаях, когда периодическое ударное воздействие оказывается способным вызвать резонансные колебания объекта.
Вибрационные и ударные воздействия, не вызывая разрушений объектов, могут приводить к нарушению их нормального функционирования. Например, вибрации металлорежущих станков и другого технологического оборудования, вызванные действием различных факторов, приводят к снижению точности и чистоты обработки, а так же к другим нарушениям технологических процессов.
Механические воздействия существенно влияют на точность приборов, устанавливаемых в системах управления. Под действием ударов и вибраций резко увеличивается «уход» гироскопических приборов, а, следовательно, и ошибка измерений, производимых этими приборами. Влияние вибрационного воздействия на человека. При воздействии вибрации на организм важную роль играют анализаторы ЦНС - вестибулярный, кожный и другие аппараты. Длительное воздействие вибрации ведет к развитию профессиональной вибрационной болезни. Особенно вредны вибрации с вынужденной частотой, совпадающей с частотой собственных колебаний тела человека или его отдельных органов ( для человека -6...9 Гц, головы - 6 Гц, желудка 8 Гц, другие органы в пределах 25 Гц). Частотный диапазон расстройств зрительных восприятий лежит между 60 Гц и 90 Гц, что соответствует резонансу глазных яблок [54], [89]. При работе технологических машин существуют горизонтальные и вертикальные толчки и тряска, сопровождающиеся возникновением периодических импульсных ускорений. При частоте колебаний от ] до 10 Гц предельные ускорения равные 10 мм/сек , являются неощутимыми, 40 мм/сек - слабоощутимыми, 400 мм/сек - сильноощутимыми, 1000 мм/сек - вредными. Низкочастотные колебания с ускорением 4000 мм/сек - непереносимы [89]. Вибрация по способу передачи телу человека подразделяется на общую (воздействие на все тело человека) и локальную (воздействие на отдельные части тела). Классифицируется вибрационное воздействие, в соответствии с ГОСТ 12.1.0.12-90, по источнику ее возникновения и возможности регулирования ее интенсивности оператором [27]. Категория 1 - транспортная вибрация, воздействующая на оператора самоходных и прицепных машин и транспортных средств при их движении по местности, агрофону и дорогам, в том числе при их строительстве; при этом оператор может активно, в известных пределах, регулировать воздействие вибрации. Категория 2 - транспортно - технологическая вибрация, воздействующая на человека - оператора машин с ограниченной подвижностью при перемещении их по специально подготовленным поверхностям производственных помещений, пром. площадок и горных выработок; при этом оператор может лишь иногда регулировать воздействие вибрации. Категория За - технологическая вибрация, воздействующая на оператора стационарных машин или передающаяся на рабочие места, не имеющие источников вибрации. Категория 36 - вибрация на рабочих местах работников умственного труда и персонала, не занимающегося физическим трудом. К ней относятся рабочие места на промышленных кранах, у станков метало и деревообрабатывающих, кузнечно-прессового оборудования, литейных машин и другого стационарного технологического оборудования.
Феноменологическая модель массового груза на примере вибрационного транспортирования
Стоит отметить, что применяемые на практике двухкамерные системы, исследованы недостаточно полно, что не позволяет определить на стадии проектирования рациональные значения важных параметров конструкции. В частности остается нерешенной задача реализации оптимального демпфирования. Существующие к настоящему времени математические модели двухкамерных систем не позволяют провести комплексное математическое моделирование с целью прогнозирования параметров демпфирования [65], [95].
Известные двухкамерные виброзащитные системы имеют значительный коэффициент передачи на резонансе, что ухудшает вибрационные характеристики. Для повышения эффективности виброизоляции оказывается необходимым осуществлять настройку на повышенное гашение в определенной области частот [39].
Метод динамического гашения колебаний состоит в присоединении к объекту виброзащиты дополнительных устройств с целью изменения его вибрационного состояния. Работа динамических гасителей основана на формировании силовых воздействий, передаваемых на объект. Этим динамическое гашение отличается от другого способа уменьшения вибрации, характеризуемого наложением на объект дополнительных кинематических связей, например, закреплением отдельных его точек.
Изменение вибрационного состояния объекта при присоединении динамического гасителя может осуществляться как путем перераспределения колебательной энергии от объекта к гасителю, так и в направлении увеличения рассеяния энергии колебаний. Первое реализуется изменением настройки системы объект - гаситель по отношению к частотам действующих вибрационных возмущений путем коррекции упругоинерционных свойств системы. В этом случае присоединяемые к объекту устройства называют инерционными динамическими гасителями. Инерционные гасители применяют для подавления моногармонических или узкополосных случайных колебаний [45].
При действии вибрационных нагрузок более широкого частотного диапазона предпочтительней оказывается второй способ, основанный на повышении диссипативных свойств системы путем присоединения к объекту дополнительных специально демпфируемых элементов. Динамические гасители диссипативного типа получили название поглотителей колебаний. Возможны и комбинированные способы динамического гашения, использующие одновременную коррекцию упругоинерционных и диссипативных свойств системы. В этом случае говорят о динамических гасителях с трением.
При реализации динамических гасителей, в соответствии с рисунком 1.17, противодействие колебаниям объекта осуществляется за счет реакций, передаваемых на него присоединенными телами. По этой причине значительные усилия при ограниченных амплитудах корректирующих масс могут быть достигнуты лишь при относительно большой массе (моменте инерции) присоединенных тел, составляющей обычно « 5 - 20 % приведенной массы (момента инерции) исходной системы по соответствующей форме колебаний, в окрестности частот которой выполняется гашение [24]. Как правило, динамические гасители используют для достижения локального эффекта: понижения виброактивности объекта в местах крепления гасителей. Зачастую это может быть связано даже с ухудшением вибрационного состояния объекта в других, менее ответственных, местах [28].
Динамические гасители могут быть конструктивно реализованы на основе пассивных элементов (масс, пружин, демпферов) и активных, имеющих собственные источники энергии. В последнем случае речь идет о применении систем автоматического регулирования, использующих электрические, гидравлические и пневматические управляемые элементы. Удачным является их комбинирование с пассивными устройствами. Использование активных элементов расширяет возможности динамического виброгашення, поскольку позволяет проводить непрерывную подстройку параметров динамического гасителя в функции действующих возмущений и, следовательно, осуществить гашение в условиях меняющихся вибрационных нагрузок. Аналогичный результат может быть достигнут иногда и с помощью пассивных устройств, имеющих нелинейные характеристики [45].
Динамическое гашение применимо для всех видов колебаний: продольных, изгибных, крутильных и т.д.; при этом вид колебаний, осуществляемых присоединенным устройством, как правило, аналогичен виду подавляемых колебаний. Вибрационная защита с помощью пассивных систем оказывается малоэффективной при возбуждении в области низких частот, а, также при действии вибрации с широким спектром. В этих случаях все большее применение находят управляемые системы виброзащиты, получившие название активных. Управление в таких системах сводится к компенсации дополнительным источником энергии внешних вынуждающих сил, вызывающих вибрацию защищаемого объекта, или относительных смещений объекта [49].
Активные системы виброзащиты применяют для защиты технических и биологических объектов в тех областях, где предъявляются особо жесткие требования к допустимому уровню вибрации: при виброизоляции прецизионных станков и стартовых платформ ракет, для защиты пилота от перегрузок и повышения комфортности транспортных средств. Направления исследований современоой науки в области активной виброизоляции достаточно широко представлены в работах: [28], [31], [32], [33], [44], [49], [51], [52], [53], [80], [81], [86].
Активная виброзащитная система содержит чувствительные элементы, управляющие усилительные и исполнительные устройства. В качестве чувствительных элементов используют датчики, регистрирующие силы возбуждения и реакций объекта или его кинематические параметры — перемещение, скорость, ускорение. Сигналы датчиков характеризуют качество виброзащиты и используются для формирования сигналов управления, осуществляемого элементами цепи обратной связи. После усиления сигналы подаются в исполнительное устройство, создающее управляющее воздействие [31].
Реализация модели двухмассной колебательной системы в среде MATLAB+Simulink
Перемещение груза в общем случае происходит по грузонесущему органу, наклоненного под углом а к горизонту, совершающего колебания, направленные по отношению к нему под углом р.
В работах [35], [36], [37] процесс вибротранспортирования массового груза рассматривается в системе подвижных координат xyz связанных с грузонесущим органом, и двух неподвижных координатных систем: г\, %, ось rj которой совпадает с направлением колебаний грузонесущего органа, и x y z , оси которой параллельны осям подвижной системы координат. Ось х направлена вдоль грузонесущего органа в направлении транспортирования, ось у перпендикулярна к транспортирующей поверхности и ось z в плоскости грузонесущего органа перпендикулярна к его продольной оси.
У обычного вибрационного конвейера грузонесущий орган совершает колебания в плоскости г\0 (хоу) по закону rj=f((ot). Проекции его перемещений при прямолинейных колебаниях на оси неподвижной системы координат х = tjcosfa+fi), у = t]sin(a+fi), z = 0. Если грузонесущий орган совершает колебания по двум взаимно перпендикулярным осям, например эллиптическим, проекции его перемещений на оси х , у , И можно записать в виде х = X(t), y =Y(t),z = Z(t). В обычном конвейере z(t) = 0. При рассмотрении виброконвейера с винтовым грузонесущим органом (виброподъемника) в направлении оси z на слой груза действует периодическая центробежная сила, поэтому следует учитывать, что в этом случае Z(t) 0.
В общем случае вибротранспортирования возможно движение груза в контакте с грузонесущим органом и свободное движение в отрыве от него. В свою очередь, находясь на грузонесущем органе, слой груза может перемещаться совместно с ним или проскальзывать относительно него вперед или назад. Процесс вибрационного транспортирования насыпного груза описывается системой нелинейных дифференциальных уравнений, составленных для каждого режима деформации и этапа движения, и системой трансцендентных уравнений для определения моментов перехода от одного этапа движения или деформации к другому. В реальных процессах не представляется возможным отделить деформации слоя груза от его перемещений. Обычно перемещения слоя груза сопровождаются его деформациями.
При перемещении инерционной упруговязкой феноменологической модели слоя в направлении оси Оу на этапе движения в контакте с грузонесущим органом происходят его упруговязкие деформации и скольжение по стенкам грузонесущего органа. Эти движения и деформации в условиях сопротивлений внешней среды, пропорциональных относительному перемещению контактного слоя т1 описываются уравнениями где т масса верхнего монослоя груза; т} - масса нижнего монослоя входящего в контакт с грузонесущим органом; Fz. - суммарные реакции слоя груза на обе стенки грузонесущего органа; Fy=-(y-y1)-ky(y-yl) - деформирующая слой внутренняя сила, обусловленная упруговязкими деформациями слоя груза в направлении оси у; Fly = -к1уух - сила взаимодействия груза с грузонесущим органом в направлении Fy = -sign(y )juF2 - сила трения слоя груза о стенки грузонесущего органа; Модель слоя находится на грузонесущем органе до тех пор. пока нормальная реакция груза на транспортирующую поверхность имеет отрицательное значение kXyyx О или пока деформация нижнего монослоя груза не превращается в нуль В момент t0, соответствующий равенству нулю деформации нижнего монослоя, происходит потеря контакта груза с грузонесущим органом и начинается его свободное движение (полет). Свободное движение верхнего и нижнего монослоев груза (полет), сопровождающееся деформациями окружающей среды (в данном случае учитываются сопротивления окружающей среды, пропорциональные относительной и абсолютной скоростям движения слоя груза), описывается дифференциальными уравнениями: ще т2 - приведенная масса окружающей среды, охваченной деформациями; к2у и с 2у - коэффициенты жесткости и вязкости окружающей среды в направлении оси . Первые два уравнения описывают деформации и перемещения слоя транспортируемого груза относительно грузонесущего органа, третье воспроизводит деформации и абсолютные перемещения воздушной среды. Следует обратить внимание, что в первом уравнении отсутствует трение слоя груза о стенки грузонесущего органа. Это происходит по той причине, что, когда исчезает давление на слой груза со стороны днища, уменьшается и боковой распор. Аэродинамические сопротивления внешней среды перемещению слоя груза пропорциональны их относительному смещению и равны для верхнего слоя Fy = к2у(у-у2) и для нижнего слоя F = -к2у{ух -у2).
Сравнив уравнения деформации и перемещения слоя груза для движения в контакте и в отрыве от грузонесущего органа, видим, что они имеют идентичную запись и отличаются лишь значениями коэффициентов ц и к{, (на участке движения без контакта с грузонесущим органом они обращаются в нуль). Поэтому все возможные режимы деформаций и перемещений слоя груза в направлении оси можно описать системой нелинейных дифференциальных уравнений с постоянными и переменными коэффициентами. Прежде чем записывать систему дифференциальных уравнений, описывающих перемещения и деформации слоя массового груза в условиях сопротивлений, называемых внешней средой, в упорядоченном виде, приведем ее к виду, удобному для решения и последующего анализа. Для этого разделим каждое из уравнений на суммарную массу груза (т + тї) и выполним некоторые преобразования. В результате получим систему дифференциальных уравнений с постоянными и переменными коэффициентами, описывающую перемещения и деформации слоев груза и окружающей среды в направлении оси .у во всех режимах:
Выбор параметров математической модели и оценка ее адекватности
Для идентификации параметров модели насыпного груза в качестве отправной точки авторами приняты результаты исследований по изучению влияния параметров модели (собственных частот, коэффициентов затухания внутренних и внешних демпферов, соотношения масс) на параметры процесса, представленные в работах [35], [36], [37], [87], [88].
В исследованиях показано, что в диапазоне собственных частот модели рх=50...200 с"1 и коэффициентах затухания пх-200...500 с 1 и собственных частот ру=200...500 с"1 при коэффициентах затухания пу=200...500 с 1 модель обеспечивает хорошую сходимость с экспериментом в широком диапазоне амплитуд и частот колебаний. Изменение собственной частоты модели ру ведет к изменению средней скорости движения (уменьшение ру увеличивает скорость) слоев массового груза. Таким образом, изменяя собственную частоту модели ру, можно моделировать свойства различных насыпных грузов.
В описании проведенных исследований сделан вывод, что при коэффициентах затухания, меньших пу=100...500 с"1 и пх=100...400 с"1, движение модели становиться нестабильным и уже при низких частотах наступают нерегулярные режимы движения. Изменение коэффициентов вязкости демпферов модели в указанном диапазоне не вызывает вариаций средней скорости ее движения, но обусловливает изменение затрат энергии на транспортирование.
Влияние соотношения масс модели X на параметры процесса исследовано для собственных частот модели ру=50 с"1 и ру-200 с"1. Увеличение коэффициента соотношения ведет к увеличению скорости вдоль оси х. Коэффициент соотношения масс модели Л учитывает толщину перемещаемого слоя груза, соотношение масс, непосредственно участвующих и не участвующих в колебаниях. Слой груза, небольшой толщине, можно моделировать одномассной моделью. Чем больше толщина груза, тем хуже транспортабельность груза и тем меньше следует принимать коэффициент Я.
Уменьшение коэффициентов затухания внутренних демпферов модели при низких частотах вызывает значительное увеличение скорости транспортирования. Это объясняется тем, что при малых внутренних вязких сопротивлениях («у Ру) модели интенсивный отрыв происходит уже при низких частотах, а при частотах, больших 600 кол/мин, начинается ее нерегулярное движение. Увеличение коэффициентов затухание внутренних демпферов отодвигает область возникновения нерегулярных режимов на более высокие частоты порядка 800-900 кол/мин, что характерно для реальных насыпных грузов. Модель со значениями собственных частот/?,, = 65...90 с"1 и коэффициентов затухания пу = 200...500 с"1 соответствует насыпным грузам.
Таким образом, используя выражения (2.14), (2.15), (2.18), (2.19), (2.23), (2.24) и результаты приведенных работ можно перейти к величинам коэффициентов жесткости и демпфирования в слоях груза, характеризующих его в модели, описанной в п 3.1 и 3.2. 1) Применение математической модели насыпного груза в трехмерной постановке позволяет достаточно полно описать нагрузки, передающиеся на рабочий орган. Это важно, так как от точности описание нагрузок напрямую зависит эффективность применения системы виброзащиты с вращающимися дебалансами, генерирующую противодействующую силу. 2) Модель, полученная в результате синтеза модели насыпного груза и модели двухкаскадной колебательной системы, является нелинейной системой уравнений второго порядка. Получение аналитического решения затруднено и требует проведения отдельных математических исследований. Численное моделирование позволяет с приемлемой точностью получить решение системы уравнений, описывающих поведение вибрационного агрегата с системой виброизоляции на основе вращающихся дебалансов. 3) Использование автоматизированной системы научных исследований MATLAB+Simulink позволяет реализовать множество методов численного моделирования для решения поставленных в главе задач при сравнительно небольших временных затратах. Для идентификации параметров математической модели использовалась физическая установка, представляющая собой вибрационный лоток, упруго опирающийся на основание через промежуточную платформу [5]. Лоток загружен сыпучим материалом (песком) для моделирования взаимодействия с обрабатываемой средой. Силовое воздействие подается как на верхнюю платформу (лоток), так и на промежуточную платформу. На рисунке 4.1 представлена схема лабораторной установки, состоящей из двух платформ: верхней (поз. 1) и нижней (поз. 2), соединенных между собой пружинами (поз. 10). На верхней и нижней платформах, через подшипниковые опоры (поз.З), установлены валы (поз. 4) с дебалансами (поз. 5) на концах (по два вала на каждую платформу). Валы приводятся в движение двигателем (поз. 9) через ременные передачи (поз. 6, поз. 8). Вся конструкция опирается на основание (поз. 7). На каждой из платформ смонтированы датчики ускорения, сигнал с которых поступает на ЭВМ (поз. 11, поз. 12).
Вибрационное возмущение генерируется верхними и нижними валами с дебалансами. Сигнал с датчиков обрабатывался АЦП (аналого-цифровым преобразователем) и выводился на монитор в виде графиков. Входной сигнал (силовое возмущение от дебалансов) отслеживался при помощи видеокамеры по углам положения дебалансов в каждый момент времени. Синхронизация видеоизображения и сигнала с датчиков ускорения производилась по вспышке светового диода, отображаемой в виде импульса на графиках, выводимых на монитор компьютера.
