Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. ОБЗОР И АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ СИСТЕМ ДИНАМИЧЕСКОГО ВИБРОГАШЕНИЯ 7
1.1 Энергетическое оборудование источник вибрации на судне
1.2. Анализ существующих методов борьбы с вибрацией энергетического оборудования 12
1.3. Обзор и синтез существующих систем динамического виброгашения 19
1.4. Выводы по обзору и анализу. постановка задачи и цели исследования.... 22
2. АНАЛИТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ СИСТЕМ ДИНАМИЧЕСКОГО ВИБРОГАШЕНИЯ 24
2.1. Виброзащитные свойства пассивных динамических виброгасителей 24
2.2. Принципы построения динамических виброгасителбизо
2.3. Выводы по главе 38
3. АНАЛИТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ КОЛЕБАНИЙ С КОМПЕНСАТОРОМ ЖЕСТКОСТИ 39
3.1. Вынужденные колебания виброизолирующего механизма вез учета сил трения 39
3.2. Вынужденные колебания механическихгасителей с учетом силы трения 46
3.3. Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с компенсатором жесткости, вызываемые вибрацией его основания 54
3.4. Математическое исследование механический гасителей с динамическим компенсатором жесткости... 68
3.5. Сравнительный анализ двух схем виброизолирующих механизмов с динамическим компенсатором жесткости. 72
3.6. Выводы по главе 76
4. ПРИНЦИПЫ ПОСТРОЕНИЯ УПРАВЛЯЕМЫХ СИСТЕМ ДИНАМИЧЕСКИХ ВИБРОГАСИТЕЛЕЙ 78
4.1. Способы управления частотной настройкой электромеханических динамических гасителей колебаний 78
4.2. Методика проектирования электромагнитных исполнительных устройств 86
4.3. Динамические свойства систем с управляемыми виброгасителями 98
4.4. Выводы по главе 103
Глава 5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ 104
5.1. Исследование влияния изменения параметров электромеханических динамического гасителя колебаний на вибрацию защищаемого объекта 104
5.2. Исследование виброизоляционного механизма с динамическим компенсатором жесткости 113
5.3. Исследование виброизоляционного механизма с динамическим компенсатором жесткости на дизель-генераторе 118
5.4. Судовые испытания электромеханического гасителя 122
5.5. Выводы по главе 125
ЗАКЛЮЧЕНИЕ 126
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 128
ПРИЛОЖЕНИЯ 134
- Энергетическое оборудование источник вибрации на судне
- Виброзащитные свойства пассивных динамических виброгасителей
- Вынужденные колебания виброизолирующего механизма вез учета сил трения
- Способы управления частотной настройкой электромеханических динамических гасителей колебаний
- Исследование влияния изменения параметров электромеханических динамического гасителя колебаний на вибрацию защищаемого объекта
Введение к работе
Проявления вредного воздействия вибрации весьма многообразны. Вибрация нарушает заданные проектом законы и траектории движения машин и механизмов, вызывает отказы систем управления и может привести к полной расстройке всей системы. Вибрация увеличивает динамические нагрузки в элементах конструкций, снижая их несущую способность и вызывая усталостные разрушения. Непосредственное действие вибрации на человека зачастую приводит к тяжелым последствиям. Вибрация снижает работоспособность, нарушает координацию движений, ухудшает реакцию. Вибрация может привести к поражению отдельных систем организма: вестибулярного аппарата, нервной, сердечно-сосудистой, кровеносной и других систем, вызвать изменения мышечных и костных тканей. Поэтому очень важное место в современной технике занимают методы подавления вибрации и защиты от ее воздействия. Совокупность таких методов и средств принято называть виброзащитой.
Способы виброзащиты весьма разнообразны. Выбор того или иного способа в значительной мере определяется характером источника вибрации. Часто источником вибрации являются природные явления, такие, например, как ветер, раскачивающий мачты и сооружения, волны на воде, вызывающие качку кораблей, землетрясения, приводящие нередко к полному разрушению зданий и других строительных конструкций. В этих и ряде других случаев, когда невозможно оказать какое-либо ощутимое влияние на источник вибрации, приходится применять разнообразные технические средства, снижающие передачу вибрации и устраняющие ее вредное или разрушительное воздействие на защищаемый объект.
Наряду с этим, источником вибрации является практически любая машина. Стремление к повышению производительности машин и скорости транспортных средств, форсирование их по мощностям, нагрузкам и другим рабочим характеристикам неизбежно приводит к увеличению интенсивности и расширению спектра вибрационных и виброакустических полей.
Одним из наиболее перспективных направлений в создании высокоэффективной и надежной виброзащиты судовых машин и механизмов является применение нерегулируемых и регулируемых пассивных динамических вибро-гаситетей, динамических виброгасителей с активной настройкой, а также активных виброзащитных электродинамических систем, содержащих электромагнитные возбудители вибрации. Как известно, подобные устройства обладают весьма существенными достоинствами, например, относительно высокими энергетическими показателями, относительно малыми габаритами и массой, стабильностью работы, высоким быстродействием, возможностью оптимизации параметров устройств виброзащиты с помощью включения в их состав микропроцессоров и микроЭВМ. Одновременно с этим следует сказать об основном недостатке существующих конструктивных решений - зависимости эффективности работы этих виброзащитных устройств от параметров возмущающих сил.
Особое значение пассивные и активные виброгасители приобретают при использовании их в условиях современного судостроения, характеризующихся разнообразием машин и механизмов, связанных между собой корпусными конструкциями судна: платформами, переборками, палубами и т. п. В нестационарных объектах, к которым относятся суда, особенно остро стоит и сложно решается проблема минимизации расхода энергии и снижения массогабарит-ных показателей. Для судовой виброзащиты эта проблема также весьма актуальна. Для судостроения с его условиями технологической последовательности и длительными сроками строительства судна включение в состав объектов пассивной и активной динамической виброзащиты на стадии проектирования судна может явиться единственным способом снижения трудно прогнозируемой местной судовой вибрации. В связи со сложностью структуры и многообразием элементной базы пассивной и активной виброзащитных систем существует необходимость в предварительном расчете их элементов и схем.
В современной технике можно выделить различные пути устранения и снижения вибрации. В частности, реализацию регулируемых динамических виброгасителей можно осуществить с помощью использования электромагнитных исполнительных устройств. В работе дано обоснование введения регулируемых виброгасителей в состав судовой энергетической установки и ее элементов в качестве нового класса механизмов, решающих задачу виброзащиты. Обоснование базируется на анализе объектов виброзащиты и накопленного опыта применения динамических виброгасителей. Отмечается, что суда насыщены разнообразными машинами и механизмами, отличительной чертой которых является большая единичная мощность и расположение на упругой судовой конструкции. В процессе работы эти машины и механизмы являются активными источниками вибраций и создают негативное воздействие, которое вызывает отклонения в рабочих режимах, износ, снижение КПД и т. п.
Проведенный сопоставительный анализ различных схем и конструктивных решений виброзащиты судового оборудования позволил определить наиболее рациональные и перспективные методы борьбы с вибрацией, а предложенная новая конструкция виброизолятора может быть использована для виброизоляции мобильных объектов. Проведенные исследования показали, что задачи эффективной виброзащиты уже эксплуатируемого механизма могут быть в значительной мере решены с помощью электромеханических динамических гасителей колебаний (ЭМДГК).
Энергетическое оборудование источник вибрации на судне
Прогрессивное решение современных технических проблем, таких как интенсификация производственных процессов, повышение эффективности работы транспорта, увеличение выпуска промышленной продукции, обуславливает неуклонный рост мощностей машин и механизмов. Это приводит к тому, что звенья современных машин и механизмов подвержены повышенным динамическим нагрузкам и подавляющее большинство их работает в условиях вибраций и ударов.
Обычно вибрации и удары образуют побочный эффект, снижающий производительность, надёжность и качество машин и установок, что делает необходимой защиту последних от вибраций и ударов. Однако в последнее время вибрации и удары используются для интенсификации многих технологических процессов (вибрационная транспортировка, вибрационная обработка угля и металлов и т.п.), что стимулирует разработку и изготовление средств генерирования мощных механических колебаний. Подобные механизмы также требуют применения специальных средств виброзащиты [2, 15, 23, 63].
Вопросы, связанные с вибрацией и борьбой с нею, имеют существенное значение во многих областях использования техники: на автомобильном, железнодорожном, морском и речном транспорте. Рассмотрим более подробно источники вибрации на судах, как наиболее показательных и виброактивных.
Рост мощностей энергетических установок ведёт к увеличению уровней вибрации корпуса в целом и отдельных его конструкций, что довольно часто нарушает нормальную работу приборов и оборудования, вызывает появление трещин в обшивке, переборках и наборе, а также ухудшает условия обитаемости экипажа и пассажиров. Следует отметить, что в процессе эксплуатации параметры машин могут меняться, например, в результате износа, изменения режима или условий работы. В этом случае также возникают повышенные уровни вибраций, несмотря на то, что ранее динамические характеристики машин были вполне удовлетворительными. Это подтверждают исследования, проведённые на морских [4, 17, 29, 63] и речных [19, 59, 61] судах.
Увеличение массы судов и машинных агрегатов привело к снижению их собственной частоты, которая стала соизмерима с собственной частотой наиболее важных органов тела человека [3, 9, 39, 51 ] и оказывает на него неблагоприятное воздействие, значительно снижая производительность его труда. Установлено, что наиболее опасные резонансы организма и его максимальная чувствительность к вертикальным виброускорениям находится в диапазоне частот 2... 8 и 16...30 Гц.
Исследование колебаний имеет солидную историю. Основополагающую роль в ней сыграли Релей и СП. Тимошенко. Первые работы в области судовой виброзащиты принадлежат А.Н. Крылову, П.Ф. Папковичу. Развитие этой проблемы прошло несколько этапов, в которых принимали участие многие исследователи [4, 23, 43, 62]. В результате проведённых исследований были выявлены основные источники вибрации корпуса судна и его отдельных конструкций, к ним относятся: главный двигатель и дизель-генератор [5, 32, 38, 48, 66].
Вибрация, возбуждаемая тепловыми двигателями, является причиной появления усталостных повреждений судовых конструкций, расположенных в районе машинного отделения [4, 31, 63], обрыва фланцевых соединений трубопроводов и появления трещин в установочных кронштейнах турбокомпрессора [45], создания неблагоприятных условий в машинных отделениях при проведении ремонтно-профилактических работ [28], в жилых помещениях судовых надстроек [6, 53], как при движении судна, так и на стояночных режимах [28].
Виброзащитные свойства пассивных динамических виброгасителей
Применение широкополосных средств борьбы с вибрацией механизмов и конструкций иногда не обеспечивает необходимого снижения уровня вибрации на определенных, чаще низких, частотах. В этом случае можно использовать резонансные средства борьбы с вибрацией, обладающие более высокой эффективностью, но в узкой полосе частот. Среди них свои особенности имеют средства снижения вибрации, распространяющейся по элементам механизмов и конструкций в виде упругих волн, и средства снижения установившихся колебаний различных колебательных структур с сосредоточенными и распределенными параметрами.
В первом случае резонансные системы можно устанавливать в таких точках конструкций, чтобы не влиять на параметры механического сопротивления в точках действия вынуждающих сил и не изменять величину вибрационной энергии, излучаемой источниками. Тогда использование резонансных средств борьбы с вибрацией приводит к повышению вибропоглощающей способности определенных элементов конструкции, на которых они установлены, или величины виброизоляции этих элементов в узкой полосе частот.
К средствам, увеличивающим виброизоляцию, можно отнести антивибраторы, или мягкие вибропоглощающие покрытия с инерционными элементами, размеры которых сравнимы с толщиной покрытия. На частотах собственных колебаний такой колебательной системы с сосредоточенными параметрами увеличивается скорость колебаний как следствие, величина активных потерь. У одного антивибратора (инерционного элемента в упругом материале) в общем случае может быть шесть резонансных частот, часть из которых может иметь достаточно низкое значение и повышать эффективность средств вибропоглощения на этих частотах.
К средствам, увеличивающим величину виброизоляции, можно отнести динамические виброгасители, представляющие собой массу, прикрепляемую на упругом элементе к поверхности судовой конструкции, по которой распространяется упругая поперечная волна. На собственной частоте виброгасителей резко изменяется волновое сопротивление участка судовой конструкции, на котором происходит отражение волн.
Указанные средства практически не применяются для судовых механизмов, так как размеры механизмов сравнимы с длинами волн на низких частотах, на которых экономически оправдано применение резонансных средств борьбы с вибрацией. В то же время они могут быть использованы в тех случаях, когда необходимо снижать вибрацию корпуса судна, рам агрегатных сборок с большим числом электромеханизмов.
Установка любой резонансной системы на судовой механизм так или иначе изменяет его механические свойства в точках приложения вынуждающих сил, изменяя и значение излучаемой вибрационной энергии. Выбором параметров резонансной системы можно в определенной полосе частот обеспечить снижение излучаемой вибрационной энергии, однако одновременно в другой полосе частот будет наблюдаться увеличение уровней вибрации механизма. Наличие резонансных частот, на одних из которых вибрация механизма снижается, а на других растет, является характерной особенностью использования динамических виброгасителей на низких и средних частотах. Область применения динамических виброгасителей во многом ограничена указанной опасностью увеличения вибрации мобильного объекта.
Вынужденные колебания виброизолирующего механизма вез учета сил трения
Вспоминая, что парциальные частоты лежат между собственными, можем по формулам (3.12) для коэффициентов распределения установить, что при инерционной связи (Ріг Ф 0, cti2 = 0) и при упругой связи ((Зі2 = 0, аі2 Ф 0) знаки коэффициентов к и к2 различны. Это значит, колебания одной частоты в различных координатах происходят в фазе, а колебания второй частоты - в проти-вофазе.
Для выяснения влияния характера связи на собственные частоты необходимо было бы использовать в общем случае кривую, аналогичную (3.1). Но теперь зависимость между расстройкой и частотой представляется более сложной кривой четвёртого порядка, поэтому не будем делать исследования в общем виде, а посмотрим только зависимость собственных частот от коэффициентов связи при равенстве парциальных частот. Если подставим в (3.11) и учтём обозначения коэффициентов связи (3.7), то получим:
Отсюда видно, что изменение инерционной (yi) и упругой (у2) связи различно влияет на собственные частоты системы. Увеличение у\ ведёт к понижению «і и к увеличению (»2, увеличение у? производит обратное действие. Для правильного понимания влияния характера связи необходимо каждый раз учитывать, какая из собственных частот (со і или со2) больше. Действительно, при у і У2 - преобладание упругой связи, со і со2, при у і у2 - преобладание инерционной связи, і со2- Поэтому увеличение инерционной (индуктивной) связи ведёт к сближению собственных частот при преобладании упругой (ёмкостной) связи, при у] у2; и наоборот, при преобладании инерционной связи к удалению собственных частот. Следовательно, при оценке влияния связи на собственные частоты важно знать, которая из них преобладает, упругая или инерционная (индуктивная или ёмкостная), увеличение преобладающей связи ведёт к удалению друг от друга собственных частот, уменьшение - к сближению их.
Частный случай, когда коэффициенты инерционной и упругой связи равны, yi = у2 при равенстве парциальных частот. В этом случае, как видно из (3.14), собственные частоты равны парциальным. Наличие связи не изменяет частоты колебаний сложной системы, инерционная (индуктивная) связь компенсирует упругую (ёмкостную) связь. Из равенства коэффициентов связи следует: отсюда, учитывая равенство парциальных частот, получим:
Подставляя (3.15) в формулы для коэффициентов распределения (3.12), получаем:
Значит, в такой системе будут гармонические колебания одной частоты сої = 2 = п, причём колебания в одной координате совершенно не связаны с колебаниями в другой, отношение амплитуд может принимать любые значения. Это можно было ожидать, ибо упругая сила связи в точности компенсируется инерционной силой связи. Следовательно, если выполняются условия (3.15), то полная система состоит из двух отдельных несвязанных систем, хотя члены связи имеют место и в выражении энергии и в уравнениях. Простейший пример такой системы с двумя степенями свободы показан на рис. 3.2.
Если обозначим через qi(t) nq2(t) заряды, прошедшие через сечения соответствующих проводников к моменту времени t, и выберем их за координаты, то легко убедиться, что парциальные частоты одинаковы и равны
Способы управления частотной настройкой электромеханических динамических гасителей колебаний
Как уже отмечалось, в управляемых динамических виброгасителях их парциальная частота должна автоматически устанавливаться равной частоте возбуждения в пределах рабочего диапазона частот. Это осуществляется автоматическим управляющим устройством, регулирующим ток в обмотках под-магничивания ИУ.
В числе требований, предъявляемых к АУУ, следует отметать:
высокое быстродействие и точность регулирования, устойчивость, надежность. На АУУ распространяются и общие требования к виброзащитным устройствам: малые габариты и энергоемкость, простота в изготовлении и эксплуатации.
Сравнительно просто реализовать АУУ по принципу программного управления частотной настройкой ДВГ (рис. 4.1). Для этого необходимы датчик частоты возбуждения ДЧ, функциональный блок ФБ с характеристикой, соответствующей характеристике исполнительного устройства, и усилитель мощности УМ для питания исполнительного устройства. Преимущество такого способа заключается в его простоте, но из-за присущих ему недостатков этот способ практически мало пригоден. Основной недостаток программного управления состоит в том, что под влиянием различных возмущающих факторов (колебаний температуры, влажности, питающего напряжения и т. п.) настройка ДВГ может изменяться. ДВГ снижает уровень вибрации только при точной настройке на частоту возбуждения, следовательно, даже незначительная расстройка его нежелательна [10].
Выходное напряжение усилителя мощности; Uo - напряжение смещения; U - напряжение на обмотке подмагничивания
Более результативен способ управления по отклонению. При этом для нормальной работы ДВГ необходима информация как о частоте возбуждения, так и о частоте настройки ДВГ в течение всего времени работы. Система управления должна автоматически сравнивать значения частот и при их несовпадении вырабатывать управляющее воздействие, способное привести собственную частоту ДВГ в соответствие с частотой возбуждения. Однако на практике такой способ реализовать трудно по следующей причине. Значение частоты возбуждения легко получить только в том случае, когда вибрация создается вращающимися неуравновешенными массами механизмов. Частоту возбуждения при возвратно-поступательном перемещении объекта защиты измерить труднее, еще сложнее определить собственную частоту ДВГ в процессе работы.
Существует другой способ получения информации о разности частот настройки и возбуждения. Он основан на измерении разности фаз колебаний ДВГ и объекта защиты. При точной настройке ДВГ она составляет 90. Изменение одной из частот вызывает расстройку ДВГ и изменение разности фаз в ту или иную сторону [20].
Измерять в процессе работы системы разность фаз не представляет большой трудности, поэтому несложно создать систему автоматического управления ДВГ, основанную на этом принципе. Закон регулирования собственной частоты ДВГ при этом можно сформулировать так: при изменении частоты возбуждения параметры ДВГ (а именно, жесткости упругой связи с объектом) должны измениться таким образом, чтобы разность фаз колебаний ДВГ и объекта составляла 90. Отсюда следует, что центром системы управления должен быть измеритель разности фаз - фазовый дискриминатор (ФД).
Исследование влияния изменения параметров электромеханических динамического гасителя колебаний на вибрацию защищаемого объекта
Рассмотрим как влияет изменение жесткости пружин виброизолятора (рис.3.15 а) на характер виброизоляции защищаемого объекта. Расчет графиков проведем с помощью программы Borlande по формулам из раздела 3.4.
На рис.5.1. представлены графики амплитуды колебаний объекта при изменении жесткости пружины (С, кг/см) находящейся между защищаемым объектом и фундаментом основания.
Из графиков видно, что наиболее «хорошим» является вариант 0=500,кг/см. В этом случае при приложении воздействия (со = 0) амплитуда становится равной 1,4, пикового значения амплитуда достигает при со = 1 и далее идет на спад и стремится к нулю. Зона воздействия высоких значений амплитуды на данном графике самая маленькая.
При увеличении жесткости С происходит смещение зоны воздействия высоких напряжений, зоны становятся шире.
Самым опасным является резонанс при С = 4500, кг/см. Амплитуда при данном значении С переходит в режим колебаний: при приложении воздействия (со = 0) амплитуда колебаний становится равной 0,65, при со = 1 достигает пикового значения х = 0,8 и затем начинает падать до х = 0,1 (со = 1,9) после снова начинает расти до х = 2,4 при со = 3,2, а при со = 4,2переходит в зону отрицательных значений.
Из вышеизложенного следует, что с увеличением значений жесткости пружины находящейся между защищаемым объектом и фундаментом основания, система начинает работать менее устойчиво и резонанс становится более опасным. представлены графики зависимости амплитуды резонанса при изменении жесткости (С1) пружины находящейся между объектом защиты и компенсатором жесткости.
Из графиков видно, что при различных значениях жесткости большинство графиков очень похожи между собой. Все они имеют сдвиг зоны воздействия высоких значений амплитуды, примерно одинаковую ширину этой зоны, и все графики имеют абсолютно одинаковую по ширине и амплитуде зону отрицательных значений амплитуды.
При высоких значениях С1, зона отрицательных значений амплитуды колебаний становится меньше, но появляется второй пик воздействия высоких амплитуд, т.е. резонанс переходит в режим затухающих синусоидальных колебаний.
Из ваше сказанного следует, что значение С1 должно лежать в средних пределах значений.
На рис. 5.3 представлены графики зависимости амплитуды колебаний объекта защиты от изменения жесткости пружин находящихся между защищаемым объектом и фундаментом основания (С) и между объектом защиты и компенсатором жесткости.
Из графиков видно, что изменение жесткости этих пружин очень сильно влияют на колебания защищаемого объекта. Если С1=С то графики имеют очень высокую амплитуду колебаний. В большинстве случаев колебания переходят в затухающие синусоидальные.
Приемлемыми к использованию являются те случаи когда С1 С в семь раз (О = 3500, кг/см, С = 500, кг/см). Эти графики имеют небольшую амплитуду, порядка 1,2, малую зону воздействия высоких амплитуд и не переходит в затухающие синусоидальные колебания.
