Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса. Цель и задачи исследования 10
1.1 Основные подходы 13
1.2 Пассивные виброзащитные системы 14
1.2.1 Рассеяние энергии колебательных систем 15
1.3 Активные виброзащитные системы 21
1.3.1 Системы с компенсацией возмущений 22
1.3.2 Следящие системы 22
1.3.3 Системы с управлением по отклонению 23
1.3.4 Адаптивные системы 24
1.4 Анализ параметров современных виброзащитных систем 25
1.5 Конструкции виброзащитных устройств 26
1.5.1 Конструкция активного виброзащитного устройства с магнитоэлектрическим движителем 26
1.5.2 Виброзащитная система автомобиля с использованием пневмоподвески 28
1.5.3 Активная система демпфирования продольно-угловых колебаний автомобиля с использованием РКО 31
1.6 Классификация виброзащитных систем 34
1.7 Направление исследований 35
1.8 Устройство и принцип работы комбинированной системы виброзащиты 36
1.9 Цель и задачи исследования 38
1.10 Выводы по главе 39
2 Разработка и исследование математической модели системы виброзащиты на базе пневматических резинокордных устройств 40
2.1 Принятые допущения и расчетная схема механической части виброзащитной системы 40
2.2 Математическая модель колебательной системы при работе пассивной и активной систем виброзащиты 41
2.3 Математическая модель пневматической системы силового привода 43
2.4 Исследование математической модели активной системы виброзащиты 50
2.5 Результаты и выводы по главе 59
3 Разработка экспериментального комплекса для исследования комбинированной системы виброзащиты 60
3.1 Структура экспериментального комплекса 61
3.2 Описание конструкции стенда 62
3.3 Система возбуждения колебаний 64
3.4 Комбинированная виброзащитная система 74
3.5 Измерительно-вычислительный комплекс 81
3.6 Виброзащитная система с управлением по перемещению 86
3.7 Технические характеристики стенда 88
3.8 Выводы по главе 89
4 Натурные испытания комбинированной виброзащитной системы 90
4.1 Цель и задачи испытанийй 90
4.2 Выделение определяющих параметров 91
4.3 Предельные изменения определяющих параметров начальные и граничные условия 91
4.4 Методика проведения испытаний 92
4.5 Обработка экспериментальных данных 93
4.6 Результаты испытаний и их оценка 97
4.7 Оценка адекватности математической модели 103
4.8 Рекомендации к проектированию активной системы демпфирования 104
4.9 Результаты и выводы по главе 107
Основные результаты и выводы по работе 108
Список литературы 109
Приложение 121
- Виброзащитная система автомобиля с использованием пневмоподвески
- Исследование математической модели активной системы виброзащиты
- Комбинированная виброзащитная система
- Результаты испытаний и их оценка
Введение к работе
Актуальность работы
Современное машиностроительное производство ориентировано на внедрение высокоточного оборудования и технологических процессов, позволяющих создавать уникальную наукоемкую продукцию. Однако процесс достижения высокой точности размеров связан со значительными трудностями, обусловленными неблагоприятными вибрационными воздействиями природного и техногенного характера. Вибрации основания даже микронной амплитуды могут нарушить работу электронных микроскопов, внести значительную погрешность при проведении высокоточных измерений или привести к браку изделия на прецизионном станке.
При организации высокоточных научно - исследовательских и технологических производств, а также при размещении высокоточного оборудования необходимо обеспечить его надежную виброзащиту. Однако используемые в технике виброзащитные системы не всегда обеспечивают необходимую защиту машин, приборов и аппаратуры, а также человека-оператора, от внешних механических воздействий.
Анализ характеристик источников природной и техногенной вибрации свидетельствует о том, что их частотный диапазон лежит в интервале 0,1 Гц – 10 кГц.
Cовременные активные виброзащитные системы имеют нижнюю границу активного диапазона частот 2 Гц с максимальным коэффициентом подавления колебаний от 35 до 40 дБ, который достигается при частоте 10 Гц.
Для снижения уровня вибрации объектов используются как пассивные так и активные
системы виброзащиты. Для уменьшения воздействия низкочастотных вибраций на
высокоточное оборудование находят все большее применение активные виброзащитные устройства. Приводы этих устройств весьма разнообразны, от пьезоэлектрических и магнитострикционных, работающих в высокочастотном диапазоне и реализующих малые усилия, до гидравлических и пневматических создающих значительные воздействия в низкочастотном диапазоне колебаний.
Широкое распространение в качестве пассивных виброзащитных и виброизолирующих устройств получили в настоящее время резинокордные оболочки (РКО). Они обладают высокой несущей способностью и надежностью, но, при этом имеют одностороннюю направленность реализации усилия, что препятствует их использованию в конструкции приводов активных виброзащитных систем.
С учетом стоимости нуждающегося в виброзащите высокоточного оборудования, а также важности решаемых на его базе исследовательских и производственных задач (например, производства печатных плат или шлифовки линз телескопов), актуальность разработки приводов для активных систем виброзащиты такого оборудования в низкочастотном диапазоне колебаний не вызывает сомнений.
Настоящее диссертационное исследование соответствует требованиям паспорта научной специальности 05.02.02 – Машиноведение, системы приводов и детали машин, п. 2 – Теория и методы проектирования машин и механизмов, систем приводов, узлов и деталей машин.
Степень разработанности темы исследования
Решению задач виброзащиты персонала и технологического оборудования посвящено множество теоретических и прикладных исследований. Изучением проблем построения вибрационных и виброзащитных систем занимались такие видные ученые как: В.К. Асташов, И.Ж. Безбах, Ю.А. Бурьян, И.И. Быховский, М.Д. Генкин, С.В. Елисеев, П.А. Лонцих, Д.Н. Насников, Г.Я. Пановко, К.В. Фролов, Ф.А. Фурман, Д. Джоунс, А. Нашиф, Дж. Хендерсон и другие.
Практически всегда активная виброзащита – результат совокупного действия активных и пассивных элементов.
В системах активной виброзащиты (САВ) формируются воздействия, приложенные непосредственно к защищаемому объекту наряду с вынуждающими силами с целью их
компенсации. Поскольку работа этих систем связана с использованием энергии подводимой извне, то, очевидно для эффективной работы необходимо в определенные моменты времени либо подводить, либо поглощать определенное ее количество. В САВ энергия внешнего источника при помощи привода того или иного типа непосредственно доводится до защищаемого объекта и отводится от него. Кроме того, система должна работать в автоматическом режиме. Следовательно, виброзащитные системы, содержащие активные элементы, связанные с внешними источниками энергии, становятся фактически приводами с системами автоматического управления.
Объект исследования: комбинированная система виброзащиты на базе пневматических резинокордных оболочек.
Предмет исследования: динамические закономерности совместной работы пассивной и привода активной систем виброзащиты объекта.
Цель исследования: Повышение уровня виброзащиты объекта при использовании привода с комбинированной системой подавления колебаний на базе РКО.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие научно-технические задачи:
- составить принципиальную схему и разработать математическую модель
комбинированной виброзащитной системы на базе пневматических резинокордных оболочек;
провести исследование разработанной математической модели;
разработать и изготовить экспериментальный комплекс для проведения натурных исследований способов построения и алгоритмов управления активной системой виброзащиты объекта на базе пневматических резинокордных устройств;
провести натурные испытания и проанализировать полученные результаты;
разработать рекомендации по построению активных виброзащитных систем на базе пневматических резинокордных устройств.
Научная новизна работы состоит в следующем:
разработана математическая модель комбинированной системы виброзащиты с использованием пневмопривода на базе пневматических резинокордных оболочек;
получены результаты теоретических исследований линейных и продольно-угловых колебаний объекта при гармоническом и импульсном возбуждении с комбинированной системой виброзащиты на базе пневмопривода;
установлены динамические закономерности движения элементов экспериментального комплекса для исследования привода комбинированной системы виброзащиты объекта. Практической ценностью работы является:
научно-обоснованное техническое решение способа построения привода для комбинированной системы виброзащиты объекта на базе пневматических резинокордных оболочек;
возможность использования полученных результатов при проектировании комбинированных систем виброзащиты объектов на базе пневматических резинокордных оболочек;
создание экспериментального комплекса, позволяющего исследовать новые способы построения привода и алгоритмы управления активной системой виброзащиты объекта, определять характер и масштаб протекающих процессов и формировать реальную картину колебаний объекта виброзащиты.
Методы исследования: выполненные в работе исследования основываются на использовании положений и методов механики твердого тела, теории упругости, теории колебаний, газовой динамики, приближенных методов исследования нелинейностей, а также численных методов решения нелинейных задач.
Положения, выносимые на защиту:
- математическая модель комбинированной системы виброзащиты объекта на базе
пневматических резинокордных оболочек;
результаты теоретических исследований колебаний объекта с комбинированной системой виброзащиты с использованием пневматических резинокордных оболочек;
конструкция и алгоритм работы экспериментального комплекса для исследования комбинированной системы виброзащиты объекта на базе пневматических резинокордных оболочек;
результаты исследований комбинированной системы виброзащиты на экспериментальном комплексе;
- рекомендации по построению активных виброзащитных систем на базе
пневматических резинокордных устройств.
Апробация работы
Результаты работы по теме диссертации докладывались и обсуждались на Всероссийской научной конференции, посвященной памяти главного конструктора ПО «Полет» С.А. Клинышкова, Омск, 2015 г.; Международной научно-практической конференции «Инновационные направления в научной и образовательной деятельности», Омск, 2015 г.; II международной научно-практической конференции «Достижения и проблемы современной науки», Санкт-Петербург, 2015 г.; VIII международной научно-практической конференции «Достижения и проблемы современной науки», Санкт-Петербург, 2016 г.
Публикации
По теме диссертации опубликовано 8 печатных работ, в том числе 7 статей, из них 3 статьи в журналах, рекомендованных ВАК для материалов диссертаций и 1 патент на полезную модель.
Работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы, изложенных на 122 страницах машинописного текста, поясняется 71 рисунком и 4 таблицами. Список литературы включает 123 наименования.
Виброзащитная система автомобиля с использованием пневмоподвески
В предлагаемой системе демпфирование обеспечивается за счет изменения жесткости путем перекрытия канала, соединяющего пневмополости [77]. Принципиальная схема разработанного устройства виброзащиты приведена на рисунке 1.12.
Принцип квазиоптимального закона управления заключается в том, что жесткость виброзащитной системы увеличивается на этапе уменьшения деформации упругого элемента.
Графически работу автомата можно представить в виде схемы, приведенной на рисунке 1.8. Сплошной линией представлено изменение давления. Пунктирной линией – управляющая функция: нижнее положение соответствует U(t) = Umin – жесткость понижена (C1), а верхнее – U(t) = Umax – жесткость повышена (C2).
Согласно графику на участке до t1 автомат находился в состоянии «Давление вблизи среднего» (U(t) = Umin), t1 - t2 – состояние «Рост кривой давления» (U(t) = Umin), t2 - t3 – «Спад кривой давления» (U(t) = Umax), а после t3 происходит возврат к состоянию «Давление вблизи среднего» (U(t) = Umin).
Для оценки эффективности разработанной квазиоптимальной функции управления авторы моделировали динамику виброзащитной системы при случайном возмущении (реакция подвески автомобиля на случайный микропрофиль). Сравнение работы системы производилось по спектрам вертикальных ускорений виброизолированного объекта для неизменного значения жесткости упруго-демпфирующего элемента, при использовании оптимального закона и предложенной квазиоптимальной функции управления с рациональным набором параметров на частотном диапазоне 0,8 - 10 Гц.
На рисунке 1.9 представлено сравнение спектров вертикальных ускорений при постоянной жесткости и при применении оптимального закона управления
На основе приведенного сравнения спектров авторы сделали вывод, что оптимальный закон управления жесткостью пневмоподвеса дает положительный эффект при резонансе, однако на высоких частотах заметно ощутимое ухудшение виброзащитных свойств подвеса.
Исследование математической модели активной системы виброзащиты
Исследование математической модели проводились в три этапа. При этом оценивались:
- вертикальные колебания платформы с управлением активной системы по скорости линейных перемещений,
- продольно-угловые колебания платформы с управлением активной системы по скорости перемещений,
- вертикальные колебания платформы с управлением активной системы по величине линейных перемещений.
- Первый этап
Структурная схема набора в среде MATLAB с расширением Simulink системы виброзащиты с линеаризованной электропневматической следящей системой [10] для первого этапа предсталена на Рис. 2.5.
При моделировании было принято, что при идеальном измерителе скорости вертикальных перемещений защищаемой платформы подача давления газа в РКО активной системы производится двухступенчатым золотниковым распределителем.
Вид переходного процесса при неработающей активной системе виброзащиты защищаемой платформы (линия 1) и при введении активной системы в действие (линия 2) представлен на Рис. 2.6.
Решение уравнений (2.1)…(2.7) проводилось в среде MATLAB с расширением Simulink. Результаты моделирования вертикальных колебаний защищаемой платформы от частоты возмущающей силы представлены на Рис. 2.7, 2.8, 2.9.
Результаты моделирования позволяют сделать вывод о том, что реализация комбинированной системы виброзащиты значительно уменьшает амплитуду вынужденных колебаний защищаемой платформы и, что особенно важно, это происходит на низких частотах, на которых стандартные и модифицированные системы пассивного демпфирования не эффективны [21].
Следует отметить также, что активная система становится малоэффективной на частотах выше 3 Гц, в результате влияния постоянной времени пневмопривода. Однако на этих частотах достаточно хорошо работают системы пассивного демпфирования.
Изучение динамики колебаний виброзащищаемой массы на математической модели позволяет сделать вывод, что комбинированная виброзащитная система, эффективна в области низких частот, на которых стандартные системы пассивного демпфирования имеют низкую эффективность. Характер кривой на рис. 2.9 соответствует АЧХ колебаний с ярко выраженным резонансом в области 1,5…3 Гц, что в свою очередь свидетельствует об адекватности разработанной математической модели и целесообразности дальнейшего экспериментального исследования.
При моделировании было принято, что при идеальном измерителе скорости продольно-угловых перемещений защищаемой платформы подача давления газа в РКО активной системы производится двухступенчатым золотниковым распределителем.
Результаты моделирования показывают (рис. 2.11 - 2.13), что реализация комбинированной системы виброзащиты значительно уменьшает амплитуду вынужденных продольно-угловых колебаний защищаемой платформы и это происходит на низких частотах, на которых стандартные и модифицированные системы пассивного демпфирования не эффективны [21].
- Третий этап.
Структурная схема набора в среде MATLAB с расширением Simulink системы виброзащиты с линеаризованной электропневматической следящей системой [10] для третьего этапа предсталена на Рис. 2.14.
При моделировании было принято, что при идеальном измерителе вертикальных перемещений защищаемой платформы подача давления газа в РКО активной системы производится двухступенчатым золотниковым распределителем.
Результаты моделирования (рис. 2.15 – 2.17) показывают, что реализация комбинированной системы виброзащиты с управлением по перемещению практически не оказывает влияния на амплитуду вынужденных вертикальных колебаний защищаемой платформы. Незначительное снижение амплитуды наблюдается в нижней части диапазона, однако с увеличением частоты это этот эффект исчезает. Это обусловлено большой постоянной времени пневмопривода. Система виброзащиты с управлением по скорости перемещения работает с опережением по фазе на 90о и пневмосистема «успевает» отработать управляющий сигнал. При управлении по перемещению этого не происходит.
Комбинированная виброзащитная система
Комбинированная виброзащитная система включает в себя пассивную и активную виброзащитную системы. Активная система - представляет собой САУ работающую по возмущению с обратной связью, при этом регулятор представляет собой гидроцилиндр с двумя усилительными звеньями в виде механического рычага и золотника (рис. 3.15). Пассивная система представлена одной РКО, давление в которой устанавливается в зависимости от веса защищаемого оборудования.
Управляющий пневмоклапан.
Управляющий пневмоклапан золотникового типа играет в системе распределения потоков подачи газа в РКО ключевую роль.
Золотники пневмораспределителя могут быть выполнены в трех вариантах (рис. 3.12) [49].
Золотники с положительным осевым перекрытием (рис. 3.12, а) имеют ширину поясков b больше чем ширина проточки с или диаметр рабочих окон в корпусе. При нейтральном положении золотника такого пневмораспределителя напорная пневмолиния отделена от линий, соединяющих полости пневмодвигателя и слива. Величина перекрытия П = (b – c)/2 зависит от диаметра золотника: при d = 10…12 перекрытие принимают равным 1…2 мм; при d до 25 мм – 3…5 мм; при d до 50 мм – 6…8 мм.
Золотники с положительным осевым перекрытием позволяют фиксировать положение исполнительного механизма. Недостатком таких золотников является наличие зоны нечувствительности, определяемой величиной осевого перекрытия: в пределах этой зоны при перемещении золотника расход газа через пневмораспределитель равен нулю, а исполнительный механизм не движется, несмотря на подаваемый сигнал управления к золотнику.
Золотники с нулевым осевым перекрытием (рис. 3.12, б) имеют ширину пояска b равную ширине проточки с или диаметру рабочих окон, а осевое перекрытие П = 0. Такие золотники не имеют зоны нечувствительности и наилучшим образом удовлетворяют требованиям следящих пневмосистем. При этом изготовление таких золотников связано с большими технологическими трудностями.
Золотники с отрицательным осевым перекрытием (рис. 3.12, в), у которых b c. При нейтральном положении их напорная пневмолиния соединена со сливом и с обеими полостями пневмораспределителя. При этом газ через зазоры непрерывно поступает на слив, и в обе полости пневмодвигателя, в которых устанавливается одинаковое, практически нулевое избыточное давление. В пенвмораспределителях с таким золотником зона нечувствительности сводится к минимуму, однако из-за слива газа теряется часть мощности.
Клапан управления гидроусилителя рулевого управления автомобиля ГАЗ-66 имеет золотник с отрицательным осевым перекрытием, следовательно, его зона нечувствительности минимальна и его можно использовать в САУ для подачи газа в полости РКО активной системы демпфирования.
Болт 3 (рис. 3.13) выворачивается из пробки 6 и, таким образом, клапан отсоединяется от рулевой сошки 11 и через рычажную систему соединяется со штоком 22 (рис. 3.7) рулевой машинки.
Золотник клапана (рис. 3.13) [25] может перемещаться относительно корпуса 3 на 1,5 мм в обе стороны от среднего положения. Полости А и Г корпуса 3 соединены с РКО активной системы виброзащиты, полость Б – с компрессором, полость В – с атмосферой. При нейтральном положении золотника рабочее тело от компрессора поступает в полость Б, затем через зазоры между золотником 1 и корпусом в полости А и Г, и, наконец, в полость В, откуда уходит в атмосферу. При этом давление в полостях А и Г корпуса клапана и в обеих РКО одинаково.
При перемещении золотника в пределах 1,5 мм в ту или другую сторону от среднего положения нагнетательная и сливная магистрали разобщаются, а рабочее тело из клапана управления (рис. 3.13, в, г) под давлением поступает в одну из РКО (например, верхнюю). Из другой РКО (нижней) рабочее тело вытесняется через клапан управления в атмосферу.
Привод золотника пневмоклапана осуществляется от штока агрегата КАУ-30Б. Оба агрегата установлены на общей станине, не связанной со станиной стенда (рис.3.14). Для привода золотника пневмоклапана разработана рычажная система, обеспечивающая согласование перемещений штока агрегата КАУ-30Б и золотника пневмоклапана. Это связано с тем, что амплитуда перемещения штока агрегата составляет 6 мм, а золотника пневмоклапана 1,5 мм. Для обеспечения беззазорного соединения элементов рычажной системы были использованы специальные подшипниковые головки (рис.3.15).
Датчик положения золотника пневмоклапана.
Датчик положения золотника пневмоклапана потенциометрического типа. Этот датчик изготовлен из потенциометрического датчика перегрузок МП-95. С датчика удалена крышка сильфона и сам сильфон, а ось датчика соединена с поводком (рис. 3.16, 3.17).
Датчик положения золотника установлен на штоке агрегата КАУ-30Б и прикреплен к нему при помощи хомутов. Ось датчика через муфту соединена со станиной. Таким образом, ось датчика остается неподвижной, а его корпус перемещается вместе со штоком агрегата КАУ-30Б. Электрическая схема датчика представлена на рис. 3.18.
Установка датчика положения золотника пневмоклапана на штоке агрегата КАУ-30Б позволила отказаться от усилителя в цепи обратной связи. Поскольку амплитуда перемещений штока агрегата больше чем амплитуда перемещений золотника, то в результате получаем уровень сигнала достаточный для использования в цепи обратной связи.
Резинокордная оболочка.
Резинокордная оболочка РКО модели И - 09 (рис. 2.5) позволяет создавать усилия, достаточные для демпфирования колебаний и может работать с незначительными перекосами.
Имитацию штатной пассивной подвески обеспечивает одна РКО модели И -09. Внутреннее давление в полости РКО установлено на отметке 0,17 МПа.
Система подачи сжатого воздуха (компрессор-ресивер) представляет собой мобильный агрегат, позволяющий подавать рабочее тело (воздух) заданного давления и обеспечивающий его необходимый расход (рис. 3.19). Схема пневматической системы комплекса представлена на рис. 3.20.
Результаты испытаний и их оценка
Обработка полученных результатов эксперимента проводилась в два этапа.
На первом этапе исследования были построены графики всех сохраненных в файл отчета данных.
На втором этапе проводилась оценка качества полученного материала, сравнение и интерпретация результатов эксперимента.
Используя интегральные оценки качества работы систем, можно оценить их эффективность в сравнении между собой, в том числе и во всем исследуемом частотном диапазоне [104].
О качестве переходного процесса в системе можно судить по виду ее АЧХ. Пик АЧХ является косвенной оценкой колебательности процесса. На рис. 4.1 приведена АЧХ перемещений верхней балки, где максимальная амплитуда находится в диапазоне 2 – 2,5 Гц, а второй пик амплитуды перемещений наблюдается в диапазоне 3,25-3,75 Гц. Поскольку собственная частота РКО пассивной системы (по данным НИКТИ шинной промышленности) лежит в диапазоне 3-4 Гц, то можно предположить, что второй пик связан с наложением собственной частоты колебаний РКО и колебаний верхней балки. Первый интервал возрастания амплитуды колебаний находящийся в диапазоне низких частот 2 – 2,5 Гц и обусловлен, на наш взгляд, резонансными явлениями.
Сравнение АЧХ перемещений верхней балки, полученных на экспериментальном стенде и на математической модели (см. главу 2) представлено на рис. 4.2. Результаты сопоставлены по амплитудным значениям и частотным характеристикам. Анализ изменения амплитуды от частоты показывает, что характер графиков идентичен, кроме участка в диапазоне 3-4 Гц, на котором, в эксперименте наблюдается резонанс, обусловленный наложением собственных частот РКО и системы возбуждения колебаний.
Далее был произведен анализ работы комбинированной системы виброзащиты с работающей активной и пассивной системами. Изображенные на рис. 4.3 графики свидетельствуют об эффективности подавления колебаний верхней балки активной системой виброзащиты во всем представленном частотном диапазоне. Однако на участке 1,5 - 2,5 Гц, как и в случае измерений только с пассивной системой наблюдается максимум, вместе с тем, резонансные явления не выражены.
Сравнение графиков перемещения верхней балки при работе только пассивной системы и при введении активной системы виброзащиты представлено на рис. 4.4. По виду графиков рис. 4.4 можно сделать выводы о снижении колебательности при введении активной виброзащитной системы относительно пассивной. Линии тренда графиков пересекаются на отметке около 2 Гц, что говорит о равнозначности в работе комбинированной и пассивной составляющих виброзащитных систем на этой частоте. После проведения оценки качества системы интегральными критериями, были получены результаты, демонстрирующие эффективность комбинированной виброзащитной системы перед пассивной системой на частотах в диапазоне 0,25 - 2,25 Гц где она достигает 40% (рис. 4.4).
Проследить как меняется эффективность работы комбинированной системы виброзащиты относительно пассивной можно по виду графика, приведенного на рис. 4.5. На графике представлено отношение амплитуды перемещения верхней балки к амплитуде перемещения нижней балки. Относительная эффективность показывает процентное соотношение неэффективности работы комбинированной системы виброзащиты. Меньшие значения – лучше. Как следует из графика, эффективность исчезает на частоте 2,5 Гц, когда линия тренда пересекает значение 1 по шкале относительной эффективности.
Оценка такого показателя, как скорость перемещения виброзащищаемого объекта, для некоторых типов конструкций является принципиально важным. Сравнение графиков АЧХ скоростей с работающей комбинированной системой виброзащиты и с работающей только пассивной системой показано на рис. 4.6.
Анализ графиков на рис. 4.6 позволяет сделать выводы об уменьшении колебательности при введении активной виброзащитной системы совместно с пассивной в низкочастотном диапазоне от 0,25-2 Гц. Линии тренда графиков пересекаются на отметке около 2,3 Гц, что говорит о равнозначности в работе комбинированной и пассивной составляющих виброзащитных систем на этой частоте. На графиках прослеживаются резонансные зоны в низкочастотной области 1-2,25 Гц. После проведения оценки качества системы интегральными критериями, получены результаты, демонстрирующие эффективность активной виброзащитной системы относительно пассивной на частотах в диапазоне 0,25-2,25 Гц. В этом диапазоне она достигает 47%. В диапазоне выше 2,25 Гц лучше работает пассивная система виброзащиты.
Помимо интегральных оценок существует ряд других критериев, характеризующих качество системы при скачкообразном возмущении. Качество работы системы виброзащиты можно оценить по количеству колебаний, возникающих в системе за время переходного процесса. Малые амплитуды и минимальное время затухания являются предпочтительными, поскольку при больших значениях времени протекания процесса и количества периодов колебаний вероятность сбоя настройки прецизионного оборудования возрастает.
Большие амплитуды колебаний вызывают отказы оборудования, что отрицательно сказывается на сохранности объекта, который подвержен виброзащите.
Для анализа динамических свойств и качества исследуемой системы проведены испытания и представлены графики переходного процесса при работе только пассивной и комбинированной виброзащитной систем (рис. 4.7).
На рис. 4.8 представлено сравнение графиков скоростей свободно затухающих колебаний с работающей комбинированной системой виброзащиты и с работающей только пассивной системой.
Оценка эффективности работы показывает значительный уровень скоростей виброзащищаемого объекта, используя интегральные оценки системы качества, получим разницу в 21% между пассивной системой и комбинированной системой виброзащиты.
Исследование комбинированной системы виброзащиты с САУ по перемещению дает удовлетворительные результаты подавления колебаний, однако эффективность работы системы виброзащиты с САУ по перемещению не превышает 14,1%.