Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Состояние вопроса 9
1.1 Основные направления и подходы решения проблем виброзащиты 9
1.2 Анализ динамических свойств пассивных и управляемых виброзащитных систем 23
1.3 Обзор методов исследования нелинейных систем 37
1.4 Выводы. Цель и задачи исследования 45
Глава 2 Основы методики расчета компенсационных воздействий в системах виброзащиты 47
2.1 Одновременное действии кинематического и силового возмущений 47
2.2 Оптимизация ступенчатого, противофазного силового возмущения по критерию виброзащиты 54
2.3 Колебания виброзащитной системы при прерывистом силовом возмущении 58
2.4 Выбор и обоснование алгоритмов работы упругого звена прерывистого действия 64
2.5 Выводы по второй главе 67
Глава 3 Исследование динамических свойств виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия 69
3.1 Базовые модели с механизмом переключения жесткости несущего и дополнительного упругих звеньев 69
3.2 Соотношения, определяющие процесс работы механизма переключения жесткости 72
3.3 Аналитические расчеты и моделирование колебаний базовых моделей
3.3.1 Основные расчетные зависимости для анализа динамических свойств базовых моделей 75
3.3.2 Моделирование колебаний при гармоническом возмущении
3.3.3 Переходные процессы в условиях ударных нагрузок 102
3.4 Выводы по третьей главе 105
Глава 4. Экспериментальные исследования 108
4.1 Конструктивные схемы базовых моделей и опытного образца амортизатора прерывистого действия 108
4.2 Описание конструкции и работы лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия) 132
4.3 Результаты испытаний лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия) 138
4.4 Результаты натурных испытаний амортизатора прерывистого действия и их анализ 142
4.5 Выводы по четвертой главе 148
Основные результаты и вьіводьі 149
Литература
- Анализ динамических свойств пассивных и управляемых виброзащитных систем
- Оптимизация ступенчатого, противофазного силового возмущения по критерию виброзащиты
- Основные расчетные зависимости для анализа динамических свойств базовых моделей
- Результаты испытаний лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия)
Введение к работе
Актуальность темы. Используемые в настоящее время устройства виброзащитной техники по своим свойствам и реализуемым характеристикам не всегда отвечают установленным требованиям. Для достижения качественной виброзащиты данные устройства должны адекватно реагировать на внешние воздействия и поддерживать оптимальный, в соответствии с принятым критерием качества виброзащиты, процесс формирования компенсационных воздействий. Это полностью относится к таким необходимым устройствам виброзащитной техники как упругие звенья.
Развиваемые упругим звеном восстанавливающие силы определяют составную часть результирующего компенсационного воздействия, которое формируется в совокупности с диссипативными и инерционными силами при работе управляемых или «пассивных» структур с упругодемпфирующими и инерционными звеньями.
При «пассивном» варианте исполнения упругодемпфирующих звеньев в серийно выпускаемых сиденьях и подвесках мобильных машин существенное улучшение их антирезонансных и противоударных свойств достигается при использовании управляемых демпферов и упругих звеньев с переключаемой (управляемой) жесткостью.
С этих позиций исследование динамических свойств виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия является актуальным и представляет научный и практический интерес.
Диссертационная работа выполнялась в рамках принятого в Орловском государственном техническом университете научного направления «Динамика, прочность машин и силовой гидропривод», а также в соответствии с программой Министерства образования Российской Федерации «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» (подпрограмма «Производственные технологии») - проект «Совершенствование методов расчета и конструирования колебательных систем с непрямым импульсным управлением: проектирование управляемого упругодемпфирующего звена сиденья автогрейдера» (2000-2002).
Цель работы заключается в установлении закономерностей влияния упругого звена прерывистого действия на динамические свойства системы виброзащиты оператора мобильных машин технологического назначения.
Для достижения цели были поставлены и решены следующие задачи:
-
Разработать методику расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном;
-
Теоретически обосновать базовые модели виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия;
-
Установить антирезонансные и противоударные свойства базовых моделей на основе аналитических методов расчета, численного моделирования и экспериментальных исследований;
-
Разработать амортизатор прерывистого действия для подвесок сидений мобильных машин технологического назначения.
Объектом исследования является виброзащитная система с упругим звеном прерывистого действия, которая рассматривается в системе «объект защиты - машина-среда».
Предметом исследования являются процессы и закономерности формирования компенсационного воздействия упругим звеном прерывистого действия, которые определяют динамические свойства подвески сиденья мобильной машины технологического назначения.
Методы исследования: теоретические исследования выполнены на основе классических методов расчета динамических систем с линейными и нелинейными упругодемпфирующими звеньями; методов гармонического баланса, математического моделирования и численного решения. При проведении экспериментальных исследований применялись стандартные методики измерений вибраций машин.
Научная новизна:
-
Разработана методика расчета рациональных параметров компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном прерывистого действия по принципу активных систем;
-
Теоретически обоснованы три базовых модели виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия, которые обеспечивают существенное снижение вибрационной нагрузки на защищаемый объект;
-
Определены предельные антирезонансные и противоударные свойства базовых моделей;
-
Установлена область изменений переключаемых параметров жесткости упругого звена прерывистого действия, при которых достигается монотонное уменьшение амплитудно-частотной характеристики и проявляются уникальные антирезонансные и противоударные свойства;
Достоверность результатов обеспечивается соответствующим выбором расчетных моделей, использованием адекватного математического аппарата, современной вычислительной техники и программного обеспечения; подтверждается качественным и количественным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными.
Теоретическую значимость и практическую ценность составляют:
-
Методика расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия;
-
Результаты исследований динамических свойств базовых моделей, полученные при моделировании колебательной системы «объект защиты -машина-среда»;
-
Технические решения амортизатора прерывистого действия для системы виброзащиты оператора мобильных машин технологического назначения;
-
Результаты и анализ экспериментальных исследований опытного и макетного образцов виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия.
Реализация результатов исследования:
Результаты диссертационной работы используются в учебном процессе. На установке «механический осциллятор», в состав которой входит разработанный переключатель жесткости, проводятся лабораторные работы по дисциплинам «Динамика управляемых виброзащитных систем», "Аналитическая динамика и теория колебаний".
Результаты исследования переданы на ведущие предприятия г.Орла для последующего их использования при проведении опытно-конструкторских работ, связанных с разработкой новых и модернизацией существующих виброзащитных систем.
Апробация работы. Материалы "диссертации докладывались и получили одобрение на международных и всероссийских научно-технических конференциях и симпозиумах. Отметим следующие: IV Всероссийская научно-практическая конференции с международным участием «Новое в экологии и безопасности жизнедеятельности» (Санкт-Петербург, БГТУ, 1999); V, VI, VII Международные конференции по проблемам нелинейных колебаний механических систем (Нижний Новгород, ННГУ, 1999, 2002, 2005); IV, V, VI, VII Международные научно-технической конференции «Вибрационные машины и технологии» (Курск, КГТУ, 1999, 2001, 2003, 2005); I и II Международные симпозиумы «Машины и механизмы ударного, периодического и вибрационного действия» (Орел, ОрелГТУ, 2000, 2003); Международная научно-практическая конференция «Информационные технологии в науке, образовании и производстве» (Орел, ОрелГТУ, 2004).
Экспонат «Амортизатор прерывистого действия» демонстрировался в 2003 году на VII Международной специализированной выставке «Безопасность и охрана труда - 2003» и на Российской агропромышленной выставке «Золотая осень» (10-14 октября 2003 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 23 научных труда, включая 13 статей, тезисы 6 докладов, 4 патента России на изобретение.
На защиту выносятся:
-
Теоретически обоснованные положения о необходимости применения упругого звена прерывистого действия в системах виброзащиты человека оператора мобильных машин технологического назначения;
-
Методика расчета рациональных параметров прерывистого компенсационного воздействия, формируемого упругим звеном;
-
Обоснованные алгоритмы переключения жесткости упругого звена, устраняющие резонансные явления без ухудшения показателей качества виброзащиты в до - и зарезонансной областях частот;
-
Предложенные технические решения по конструкции амортизатора прерывистого действия, рекомендуемые к использованию в подвесках сидений мобильных машин технологического назначения.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы из 209 наименований, восьми приложений и содержит 186 страниц из них 170 страниц основного текста, 65 рисунков, 7 таблиц.
Анализ динамических свойств пассивных и управляемых виброзащитных систем
Изучению проблем, связанных с виброзащитой машин, приборов и аппаратуры, а также человека-оператора от внешних механических воздействий уделяется большое внимание, как в нашей стране, так и за рубежом. Особое место отводится исследованиям динамических свойств виброзащитных систем, от которых во многом зависят производительность машин и оборудования, стабильность протекания технологических режимов, условия работы операторов транспортных средств.
На динамические свойства виброзащитных систем существенное влияние оказывают процессы диссипации колебательной энергии, и, в этом плане, применение упругодемпфирующих звеньев является необходимым условием достижения положительных результатов виброзащиты.
В научных исследованиях уделяется большое внимание теории, методам расчета и обоснованию оптимальных режимов работы упругодемпфирующих звеньев в составе систем виброзащиты.
Известны общетеоретические работы А.В.Синева III, К.В.Фролова 12/, Н.В.Бутенина /31, С.П.Тимошенко /4/, Я.Г.Пановко /51, В.Л.Бидермана 16/, М.З.Коловского 111, Фурунжиева Р.И. /8/ и многих других ученых, в которых достаточно полно изучены колебания механических систем с линейными уп-ругодемпфирующими звеньями в случае детерминированных внешних возмущениях (силовом и кинематическом).
Значительное место в работах М.Ф. Диментберга 191, В.А. Светлицкого /10/, Б.П. Макарова /1II, В.Б. Ларина /12/, В.В. Болотина /13/, отводится изучению свойств систем виброзащиты при случайных колебаниях. Исследования, проведенные в данной области, расширили круг традиционно решаемых задач (выбросы и оценки надежности, устойчивость при наличии флуктуации и т.п.) и способствовали совершенствованию математических методов классической теории колебаний (метод статистической линеаризации, спектральный анализ на основе интегрального преобразования Фурье и т. п.).
Непосредственное влияние на становление теории оказывают запросы практики. Здесь следует особо подчеркнуть роль прикладных задач виброзащиты, связанных с обеспечением нормальных условий труда человека - оператора на транспорте. Специфика и динамические особенности функционирования мобильных машин и систем защиты человека - оператора рассматриваются в работах В.Я. Аниловича/14/, А.Ю. Хачатурова/15/, К.В.Фролова /16/, Б.И. Турбина /17/, А.А. Силаева /18/, Н.И. Иванова /19/. Авторы, исследуя спектральный состав колебаний мобильных машин, доказывают малую эффективность используемых в настоящее время амортизаторов остова ряда машин технологического назначения, а также подвесок сидений с постоянным демпфированием. Отмечается, что наряду с кинематическим перемещением остова, подвеска сиденья воспринимает сопутствующее силовое возмущение, зависящее от динамики тела человека и вторичных проявлений, вызываемых рефлекторными реакциями. Данные обстоятельства определяют «жесткие» условия ее работы и не позволяют реализовывать известные способы пассивной виброзащиты. Тем самым, очевидно, прослеживается определенная тенденция перехода от пассивных виброзащитных устройств к управляемым устройствам упругодемпфирующих звеньев в системах виброзащиты.
Анализ научно-технической и патентной литературы показывает, что дальнейшее развитие устройств виброзащитной техники происходит в направлении совершенствования классических схем виброзащиты, реализуемых на пассивных упруговязких и инерционных элементах, разработки устройств с параметрическим управлением и активных средств виброзащиты.
Виброзащитные устройства на пассивных неуправляемых элементах просты по конструкции, наиболее распространены в практике. Они могут состоять из одного упругого элемента, упругого элемента с демпфером (см. рисунок 1.1), комбинации упругих элементов, демпфера и инерционных масс.
Общеизвестно о противоречиях, возникающих при проектировании таких устройств. В первую очередь это касается выбора габаритов.
Пассивные системы виброзащиты, обеспечивая снижение вибрации в зарезонансной зоне, должны иметь при низкочастотном возмущении 1-3 Гц динамический ход подвески не менее 276 мм /20/. Естественно, что подвеска с таким ходом создаст определенные неудобства в управлении машиной. Кроме того, при широкополосных по частоте вибровоздействиях диссипа-тивные свойства подвески (при постоянном относительном демпфировании 0,3-0,35 для унифицированного тракторного сиденья и 0,47 или 0,68 для унифицированного сиденья дорожно-строительных машин) не позволяют избежать резонансных явлений.
Совершенствование серийно выпускаемых сидений и разработка опытных образцов новых сидений отражает одно из основных научных направлений и различные подходы решения проблем виброзащиты.
В работах /21, 22/ отмечается, что эффективную низкочастотную виброизоляцию можно ожидать на сиденьях, подвеска которых имеет собственную частоту колебаний менее 1 Гц. Достижение столь малой собственной частоты обеспечивается системами с «квазинулевой жесткостью» различны а) б) в) ми техническими средствами. Создание подвесок, жесткость которых при нейтральном положении близка к нулю, а при отклонении от нейтрального положения возрастает, позволило решить проблему габаритов виброзащитного устройства и защиты оператора от вибрационных возмущений малой амплитуды во всем диапазоне частот. На рисунке 1.2 изображен ряд принципиальных схем и статических характеристик подвесок сидений с «квазинулевой жесткостью».
Оптимизация ступенчатого, противофазного силового возмущения по критерию виброзащиты
Разработка и создание нелинейных виброзащитных систем как сложных динамических объектов невозможно без проведения всесторонних теоретических и экспериментальных исследований/15, 16, 18, 85/.
С теоретической точки зрения исследование нелинейных систем является сложной, до конца нерешенной проблемой, требующей индивидуального подхода в каждом конкретном случае. Этим в отчасти можно объяснить то многообразие существующих на сегодняшний день методов решения известных нелинейных задач механики.
В ряде монографий изложены аналитические и качественные методы теории колебаний, а также важнейшие общие свойства различных исследуемых систем, полученные на моделях «аналогах» (описываемых аналогичными дифференциальным!! уравнениями) /86-95/. Как правило, используемые методы являются приближенными (получить «точное» решение задачи удается лишь в отдельных упрощенных случаях).
Среди точных методов решения нелинейных систем невысокой размерности следует отметить метод припасовывания /3/. Если нелинейность системы определяется только скачкообразным изменением параметров или структуры, а на отдельных участках их можно считать линейными, то такие системы относятся к кусочно-линейным и решаются методом припасовывания. Общие характеристики данного метода и математический аппарат исследования кусочно-линейных систем подробно изложены в книге Е.Н.Розенвассера /96/.
В последнее время широкое распространение получили приближенные приемы исследований нелинейных систем на основе принципа гармонического баланса /5, 85, 97-100/ (метод гармонического баланса, метод эквивалентной или гармонической линеаризации (простейший метод Н.М. Крылова и Н.Н. Боголюбова)). Простота и возможность получения аналитических результатов является их основными достоинствами. Использование фильтрующих свойств исследуемых систем позволяет учитывать только основные гармоники, как в разложении нелинейных членов, так и в самом решении. При определенном алгоритме прерывистого действия и выполнении условия периодичности колебаний «граничные» значения интервалов выражаются через неизвестную амплитуду и фазу гармонической функции, что позволяет непосредственно после Фурье-гармонизации нелинейных слагаемых в исходном дифференциальном уравнении определять неизвестные амплитуду и фазу гармонической функции. Здесь необходимо отметить, что получаемые таким образом решения задачи не всегда позволяют учесть все возможные варианты сложного движения, которые допускаются в нелинейных системах, и поэтому существует определенная проблема исследования устойчивости, как положений равновесия, так и периодических движений /85, 97/.
Для решения многочисленных задач виброзащиты наряду с методами теории колебаний привлечены методы исследований динамических систем на фазовой плоскости /3, 85/. Одним из таких методов является метод точечного отображения. Его обоснование и применение для установления свойств нелинейных систем с использованием геометрических и топологических представлений можно найти в монографии Ю.И. Неймарка /101/.
В фазовом пространстве периодическому движению системы соответствует замкнутая траектория изображающей точки с характерными «смещениями» по поверхности разрыва. Поскольку фазовые координаты изображающей точки до и после «прохождения» поверхности разрыва связываются аналитическими зависимостями в виде конечно-разностных соотношений, вследствие этого, для изучения данного типа преобразований может быть применим аппарат конечных разностей /102/.
Решения нелинейных задач виброзащиты, как правило, всегда связываются с нахождением оптимальных параметров виброзащитных систем. Совокупность параметров является оптимальной, если виброзащитная система обеспечивает экстремум принятого критерия качества. Применение известных методов оптимизации параметров виброзащитных систем /31/ возможно только тогда, когда задана последовательность моментов переключения параметров, определенная непрямым управлением.
Проблемы оптимального управления и вопросы оптимизации нелинейных систем решаются в основном с использованием методов вариационного исчисления, принципа максимума Понтрягина и динамического программирования Беллмана/45-47, 103-112/.
Известны прямые и косвенные методы оптимизации целевой функции при существующих ограничениях, когда выполняются условия Куна-Таккера и в процессе нахождения решения не исследуются неоптимальные точки /113/.
Однако в большинстве случаев проще использовать прямой метод поэтапного сравнения вычисляемых значений целевой функции в различных точках. Это тем более оправдано, что путем предварительного задания альтернативных условий, определяющих, например, моменты проявлений разрывных нелинейностей, обеспечивается снижение размерности системы.
По всей видимости, для виброзащитных систем транспортного машиностроения, работающих в сложных условиях, наиболее перспективным является метод случайного поиска, методология которого основывается на принципах имитационного моделирования и использовании ЭВМ /114, 115/.
Стратегия данного метода заключается в случайном выборе направления приращения и осуществлении движения к экстремуму при результате, приводящем к улучшению показателя качества. По существу данный метод ориентирован на задачи высокой размерности и позволяет, при формировании иерархических структур, стандартными приемами находить оптимальные решения при существенном снижении вычислительных затрат.
Основные расчетные зависимости для анализа динамических свойств базовых моделей
Механизм переключения жесткости упругих звеньев заключается или в периодической блокировке несущего упругого звена, либо в периодическом включении в работу дополнительного упругого звена. При таком механизме переключения жесткости энергия извне в упругий элемент не поступает, она только накапливается в его частях, имеющих разную деформацию, а затем при разблокировке одной из частей рассеивается в запирающем устройстве.
Особенностью такого механизма переключения жесткости является то, что жесткость упругого звена системы не может быть меньше некоторой первоначальной величины с,, равной жесткости несущего упругого звена. Кроме того, как видно из диаграммы работы несущего упругого звена (рисунок 3.4), непосредственно в момент переключения с малой жесткости с, на большую с2 величина восстанавливающей силы не изменяется, но происходит изменение положения статического равновесия всей системы на величину смещения = {у-\)-у ж где о - смещение положения статического равновесия; v - - соотноше ние жесткостей; wx=xx-yx - деформация упругого звена в момент переключения с малой жесткости на большую.
Диаграмма работы несущего упругого звена В процессе обратного переключения с большей жесткости с2 на малую сх происходит скачкообразное изменение восстанавливающей силы на величину AP = (w]-w2)-(v-l)-cl, (3.2) где wz - х2 - у2 - деформация рабочей части упругого звена в момент переключения с большей жесткости на малую. При этом, естественно, высвобождается энергия АЕ: AE = -0.5-(v-l)-(wl- w2)2 с, (3.3) Величина этой энергии зависит от деформации упругого звена в момент предыдущего переключения с малой жесткости на большую - w,, его деформации в момент обратного переключения - w2, а также от соотношения жесткостей V.
При наличии устройств позиционирования дополнительного упругого звена (БМ-3), включаемых в структуру виброзащитной системы, механизм переключения жесткости такой системы заключается в периодическом включении в работу дополнительного упругого звена. При таком механизме переключения жесткость упругого звена системы не может быть меньше жесткости с несущего упругого звена.
Диаграмма работы упругого звена виброзащитной системы с усройством позиционирования дополнительного упругого звена Кроме того, как видно из диаграммы работы упругого звена (см. рисунок 3.5), непосредственно в момент переключения с малой жесткости с, на большую с2 величина восстанавливающей силы изменяется скачком, при этом происходит изменение положения статического равновесия всей системы на величину смещения 8 = (v-\)-v l - + , (3.4) С2 где 8 - смещение положения статического равновесия; с2 = с,+сд - наибольшая жесткость; - величина предварительной деформации дополнительного упругого звена. В процессе обратного переключения с большей жесткости с2 на малую с, происходит скачкообразное изменение восстанавливающей силы на вели чину: AP = (wl-w2)-(y-l)-cl+ -c (3.5) При этом, естественно, высвобождается энергия (АЕ), величина которой определяется следующим выражением: AE = -0.5-(v-l)-(w,-w2)2-cl+c o-(W]-w2) (3.6) Посредством позиционирования дополнительного упругого звена базовая модель БМ-3 обеспечивает необходимое условие «активной компенсации» внешних возмущений. 3.3 Аналитические расчеты и моделирование колебаний базовых моделей
Для оценки перспектив использования виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия рассмотрим динамику процесса переключений жесткости несущего упругого звена (БМ-1) при кинематическом возмущении, изменяющимся по гармоническому закону у = у0 sin cot, где у0 и со - амплитуда и частота кинематического возмущения. За основу была взята математическая модель вида: mx + b(x-y) + c(t)(x-y) = 0 (3.7) с коэффициентом жесткости , , \ с\ пРи (у-х)(х-у) 0 c(t)=\ I с2 при (у - х)(х - у) О С учетом принятых соотношений: п - - - коэффициент демпфирования, уравнение (3.7) запишется в виде x + 2n(x-y) + k2(t)(x-y) = 0, (3.8) Г кх при (у-х)(х-у) 0 где k(t)= I к2 при (у-х)(х-у) 0 Периодическое решение уравнения (3.8) относится к установившимся колебаниям защищаемого объекта. В пределах периода О...27г/со выделим два интервала тг..т2 и г3...г4 в рамках которых жесткость максимальна, и два интервала г0...г, и т2...т3 в рамках которых жесткость минимальна. Причем начальные и конечные моменты времени этих интервалов связаны соотношением: 71 71 71 т2=т0+-;ті=т]+-;т4=т2+- (3.9) со со со Основные расчетные зависимости для анализа динамических свойств получим методом гармонического баланса /100/.
Результаты испытаний лабораторной установки «механический осциллятор» (макет виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия)
Наиболее важным и ответственным этапом экспериментальных исследований является разработка и конструирование схем базовых моделей и опытных образцов /206, 207/.
Конструкция виброзащитной системы с упругим звеном прерывистого действия, как правило, состоит из несущего упругого элемента, дополнительного (блокируемого) упругого элемента, блокирующего устройства, блока формирования сигнала управления и датчиков
В тех случаях, когда несущий и дополнительный упругие элементы конструктивно выполнены как одно целое, следует различать свободную и блокируемую части упругого элемента. Эти части упругого элемента могут быть соединены последовательно или параллельно (рисунок 4.1), а в качестве блокирующего устройства принимается демпфер, коэффициент сопротивления К которого принимает два значения: К=0 - блокировки нет и К=оо -демпфер и параллельно включенная с ним часть упругого элемента заблокированы. Из двух схем, схема с параллельным соединением упругих элементов (рисунок 4.1, а) имеет предпочтительное применение. Конструкция спроектированная по данной схеме является менее нагруженной, так как ее упругий элемент СБ не воспринимает статическую нагрузку. Кроме того, исключена возможность передачи на защищаемый объект высочастотного воздействия через свободную часть упругого элемента СА.
Упругие элементы и блокирующее устройство являются более универсальными составными частями виброзащитной системы. Упругие элементы могут быть выполнены на основе стальных витых пружин, рессор, пневмо-камер. Переключение жесткости можно осуществлять при помпщи гидравлического, электромеханического, фрикционного блокирующего устройства.
Немаловажное значение играет выбор типа датчиков и конструкции блока формирования управляющего сигнала /208/, который во многом определяется видом алгоритма переключения жесткости.
На рисунке 4.2 представлена конструктивная схема двухкамерного пневматического амортизатора /81/, которая реализует первую базовую модель (БМ-1).
Основными элементами конструкции двухкамерного пневматического амортизатора являются: рабочая камера 5, закрепленная между основаниями 1 и 3, дополнительная камера 6, цилиндр 7 с расположенными по разные его стороны двумя торцовыми отверстиями 8 и 9, поршень 10, свободно перемещающийся в цилиндре 7, три пневмоканала 11, 12 и 13, блок управления 14, датчик скорости 15, расположенный на основании 1 и подключенный к первому входу блока управления 14, концевой переключатель 16, подключенный ко второму входу блока управления 14 и электроклапан 17, встроенный в пневмоканал 13 и электрически связанный с выходом блока управления.
Двухкамерный пневматический амортизатор работает следующим образом. по Когда основание 1 и 3 движутся в одну сторону и вверх (Х 0), а давление сжатого газа в рабочей камере 5 возрастает быстрее, чем в дополнительной камере 6 (X -Y 0), то блок управления 14 формирует выходной сигнал U = U0, под действием которого электроклапан 17 срабатывает и открывает пневмоканал 13. В результате этого сжатый газ свободно перетекает из рабочей камеры 5 в дополнительную камеру 6 через пневмоканал 13, тем самым устраняется причина быстрого увеличения скорости основания 1, - жесткость амортизатора и, соответственно, восстанавливающая сила, действующие на основание 1, минимальна. Если же давление сжатого газа в рабочей камере 5 уменьшается быстрее, чем в дополнительной камере 6 (X-Y 0), то блок управления 14 формирует выходной сигнал U = 0, под действием которого электроклапан 17 обесточен и перекрывает пневмоканал 13, выключая из работы дополнительную камеру 6. При этом давление в рабочей камере 5 резко падает (жесткость амортизатора максимальна) и на основание 1 действует восстанавливающая сила, направленная против ее движения. Скорость основания 1, а следовательно и скорость объекта виброзащиты 2, уменьшается.
Аналогично, когда основание 1 и 3 движутся в одну сторону и вниз (Х 0), а давление сжатого газа в рабочей камере 5 возрастает быстрее, чем в дополнительной камере 6 (X-Y 0), то блок управления 14 формирует выходной сигнал U = 0, под действием которого электроклапан 17 обесточен и перекрывает пневмоканал 13, выключая из работы дополнительную камеру 6. При этом жесткость амортизатора максимальна и на основание 1 действует восстанавливающая сила, направленная против ее движения. Скорость основания 1, а следовательно и скорость объекта виброзащиты 2, уменьшается.
Если же давление сжатого газа в рабочей камере 5 уменьшается быстрее, чем в дополнительной камере 6 (X -Y 0), то блок управления формирует выходной сигнал U = U0, под действием которого электроклапан 17 срабатывает и открывает пневмоканал 13. Сжатый газ свободно перетекает из рабочей камеры 5 в дополнительную камеру 6 через пневмоканал 13, тем самым устраняется причина быстрого увеличения скорости основания 1, - жесткость амортизатора и соответственно, восстанавливающая сила, действующая на основание 1, минимальна.
Когда основание 1 и 3 движутся в противоположные стороны произведение X -(X -Y) 0, и блок управления 14 формирует выходной сигнал, под действием которого электроклапан 17 обесточен и перекрывает пневмоканал 13, выключая из работы дополнительную камеру 6, при этом жесткость амортизатора максимальна и на основание 1 действует восстанавливающая сила, направленная против ее движения. Скорость основания 1, а следовательно и скорость объекта виброзащиты 2, быстро уменьшается.
Наличие концевого переключателя 16 и одного, встроенного в пневмоканал 13, злектоклапана 17 значительно упрощает систему управления переключений жесткостью, а также позволяет разъединять камеры 5 и 6 при движении оснований 1 и 3 в противоположные стороны, что повышает эффективность работы двухкамерного пневматического амортизатора.
Учитывая вышеизложенное, нельзя не отметить, что во-первых, ввиду податливости газов, возникают определенные технические трудности в реализации самой виброзащиты, а во-вторых, так как объемы газов в полостях при закрытом клапане зависят от деформации упругого элемента в момент закрытия, то соотношение жесткостей камер будет непостоянным, что отрицательно может сказаться на качестве гашения колебаний.
