Содержание к диссертации
Введение
1 Современная виброизоляция дизель-генераторов на речных судах 9
1.1 Актуальность проблемы виброизоляции судовых дизель-генераторов 9
1.2 Обзор и анализ существующих виброизолирующих подвесок судовых дизель-генераторов 10
1.3 Выводы по проведенному анализу. Основные пути решения поставленной задачи 20
2 Синтез виброизолирующей подвески судового дизель-генератора 22
2.1 Теоретические рекомендации к синтезу виброизолирующей подвески дизель-генератора 22
2.2 Методики расчета одноосных распределенных компенсаторов жесткости 25
2.2.1 Определение допустимых деформаций витков пружин, сжатых в направлении, перпендикулярном оси 25
2.2.2 Определение допускаемых размахов колебаний распределенного компенсатора жесткости 27
2.2.3 Определение жесткости витка на его поперечном сжатии в распределенном компенсаторе жесткости 30
2.2.4 Определение жесткости распределенного компенсатора жесткости 31
2.2.5 Расчет жесткости витка РЮК при боковом (завале) сдвиге этого витка 33
2.2.6 Численное исследование колебаний опорных точек дизель-генератора 37
2.3 Расстановка виброизолирующих опор в подвеске дизель-генератора 46
2.4 Методика инженерного расчета распределенных компенсаторов жесткости 47
2.5 Результаты теоретических исследований, выводы 50
3 Лабораторные исследования распределенных компенсаторов жесткости 51
3.1 Планирование методики экспериментальных исследований деформированного состояния витка РКЖ 51
3.1.1 Экспериментальное исследование жесткости витка пружины РКЖ 51
3.1.2 Экспериментальная проверка расчетов жесткости при сдвиге витков пружины РКЖ 55
3.1.3 Экспериментальная проверка расчетов жесткости набора витков РКЖ при их «чистом» завале 60
3.2 Планирование методики экспериментальных исследований опытного образца РКЖ 64
3.2.1 Пример расчета РКЖ 64
3.2.2 Описание стендовой установки 66
3.2.3 Определение жесткости станины стенда 69
3.2.4 Определение жесткости суппорта стендовой установки 71
3.2.5 Определение жесткости поджимной пружины 72
3.2.6 Определение жесткости всей упругой системы стендовой установки 73
3.2.7 Анализ результатов стендовых испытаний опытного
образца распределенного компенсатора жесткости 74
3.3 Исследование перестраивающегося виброизолирующего механизма нулевой жесткости 76
3.4 Выводы по главе 81
4 Натурные испытания и исследования виброизолирующих опор судового дизель-генератора 83
4.1 Планирование методики натурных испытаний и исследований виброизолирующих опор судового дизель-генератора 83
4.2 Определение размахов колебаний 2А точек крепления опор дизель-генератора 85
4.3 Выбор варианта ориентировки виброизолирующих опор, РУЭиРКЖ 89
4.4 Расчет распределенных упругих элементов виброизолирующих опор дизель-генератора 94
4.5 Конструктивное исполнение РКЖ 97
4.6 Статические испытания модуля ВИО 102
4.7 Натурные испытания модуля виброизолирующей опоры на дизель-генераторе 103
4.8 Результаты проведенных натурных исследований.
Выводы по главе 110
Заключение 111
Литература 113
Приложения 126
- Обзор и анализ существующих виброизолирующих подвесок судовых дизель-генераторов
- Определение допускаемых размахов колебаний распределенного компенсатора жесткости
- Экспериментальная проверка расчетов жесткости набора витков РКЖ при их «чистом» завале
- Расчет распределенных упругих элементов виброизолирующих опор дизель-генератора
Введение к работе
При дальнейшем совершенствовании судового энергетического оборудования неизбежен рост его мощности при одновременном снижении его массо-габаритных показателей. В этом случае неизбежен рост вибрационных воздействий на судовые конструкций, приборы и обслуживающий персонал судна. В ряду энергетического оборудования судна, дизель-генераторы, несмотря на меньшую мощность, доставляют большие неприятности, особенно в ночное время. Они, как правило, имеют меньшее число Цилиндров и хуже уравновешены, чем главные двигатели и интенсивность вибрации, передаваемой на корпус судна, зачастую может быть сопоставима с вибрацией главных двигателей.
Исследования, проведенные сотрудниками Нижегородской государственной академии водного транспорта на ряде судов позволили сделать вывод, что проблема виброизоляции на речном транспорте остается актуальной. Оказалось, что ни на одном из обследованных судов уровни вибрации не удовлетворяли требованиям санитарных норм. Начатое в последние годы освоение малых рек Западной Сибири и Дальнего востока предполагает широкое применение мелкосидящих речных судов. Легкие корпуса таких судов в большей мере подвержены влиянию вибрации судовых энергетических установок (СЭУ). Вышесказанное позволяет сделать вывод о том, что в настоящее время задачи снижения вибраций остаются весьма актуальными.
На ряде современных судов используются для защиты от вибраций стальные упругие элементы различных конструкций, а также резиновые и резиноме-таллические виброизоляторы например типа АКСС. Такие виброизоляторы нельзя признать высокоэффективными, о чем свидетельствуют упомянутые выше исследования Нижегородской академии водного транспорта. Существенного снижения уровней вибрации, передаваемых от судовых энергетических установок на конструкции судна можно получить при использовании принципиально новых перестраивающихся виброизолирующих механизмов. К последним можно отнести устройства или системы с "плавающим" участком нулевой жесткости. Они содержат устройства называемые в литературе компенсаторами жесткости, имеющими отрицательный коэффициент жесткости. Установка такого компенсатора жесткости в подвесках судовых энергетических установок параллельно несущему упругому элементу позволяет получить суммарную жесткость упругой опоры и всей подвески дизель-генератора близкую к нулевой. Результаты исследований таких виброизолирующих механизмов и систем позволили обнаружить, что виброизоляция, обеспечиваемая ими на низких частотах вполне удовлетворительная, но на средних частотах она заметно ухудшается и даже может не удовлетворять требованиям санитарных норм.
Целью данной работы является разработка упругих элементов и компенсаторов жесткости способных обеспечить высокоэффективную виброизоляцию не только на низких, но и на средних частотах, синтез виброизолирующих подвесок на базе упомянутых выше элементах, а также проведение необходимых для этого теоретических и экспериментальных исследований. Согласно постав-ленной цели и на основании проведенного анализа существующих упругих элементов (УЭ) и компенсаторов жесткости (КЖ) был разработан ряд конструкций упругих опор дизель-генератора (3VD14,5/12-2SRW). Заявка на изобретение находится на рассмотрении в Комитете по делам изобретений.
Выбранные для всесторонних исследований УЭ и КЖ обладают высокой способностью не пропускать вибрации средних частот на защищаемый объект (30), и сохраняют при этом возможность получения жесткости подвески дизель-генератора (ДГ) близкой к нулю, и способность к перестройке КЖ на весь диапазон изменения рабочих нагрузок. В работе проведен расчет подвески ДГ способной обеспечить его виброизоляцию от произвольных пространственных колебаний. Приведены теоретические зависимости определяющие форму, число, и расположение пружинных компенсирующих элементов при которых невозможна передача вибрационных воздействий на низких и средних частотах на 30. При моделировании движения ДГ (на созданной подвеске) на ЭВМ были получены следующие результаты: - при жесткости виброизолирующих опор ДГ равной нулю резонансные режимы по всем шести степеням свободы отсутствуют; - амплитуда колебаний опорных участков рамы ДГ в этом случае меньше, чем при наличии в подвеске рамы только упругих элементов; - осадка рамы ДГ относительно фундамента остается такой же независимо от того установлены или сняты КЖ, и величина ее определяется только жесткостью несущих упругих элементов; - отмечено, что снижение диссипативных сил приводит к уменьшению передачи вибрации на 30; - снижение суммарной жесткости виброизолирующих опор до нуля дает полное исключение взаимного влияния колебаний по всем шести степеням свободы.
Экспериментальные исследования одноосной виброизолирующей опоры, содержащей одноосный КЖ, показали возможность создания устройства имеющего коэффициент жесткости равный нулю в направлении одной оси координат. Исследования механизма такой опоры на вибростенде, дали возможность выявить достаточную сходимость результатов полученных в эксперимен-тах, и на ЭВМ на рабочих частотах ДГ.
Испытание подвески судового ДГ (3VD14,5/12-2SRW), показали положительные результаты. Подвеска ДГ содержала в своих опорах распределенные упругие элементы и включенные параллельно им распределенные КЖ. Установка таких виброизолирующих опор под раму ДГ, позволила снизить уровень виброускорений на фундаменте ДГ (3VD14,5/12-2SRW), на 4...12 Дб (на рабочих режимах).
Проведенные испытания позволяют считать целесообразным использование таких виброизолирующих опор с плавающим участком нулевой жесткости в подвесках судовых ДГ различных конструкций, для снижения уровней вибраций передаваемых на силовые конструкции судов.
При выполнении теоретических и экспериментальных исследований, был разработан ряд новых конструкций компенсаторов и виброизолирующих опор с распределенными упругими элементами. Оригинальные конструкторские ре 8 шения отправлены в форме заявок на изобретения в Комитет по делам изобретений и открытий.
На защиту выносятся следующие положения:
1. новый тип виброизолирующих опор ДГ с распределенными КЖ и установленные параллельно им распределенными упругими элементами;
2. методика расчета параметров распределенных упругих элементов и распределенных КЖ;
3. ряд оптимальных схем размещения таких упругих элементов и КЖ в подвеске ДГ и методика их расчета;
4. результаты конструкторских разработок связанных с проектированием и изготовлением упомянутых выше виброизолирующих опор ДГ;
5. результаты лабораторных и натурных испытаний новых виброизолирующих опор ДГ.
Обзор и анализ существующих виброизолирующих подвесок судовых дизель-генераторов
Значительное влияние судовых ДГ на общесудовую вибрацию, ставит перед необходимостью использовать специальные средства для снижения динамических сил [69, 70, 71, 72, 73, 82, 89, 92, 93, 94, 95, 97, 98, 103, 104, 114], передаваемых опорами ДГ на силовые конструкции судна. Динамическое уравновешивание является довольно эффективным методом снижения динамических воздействий ДГ на фундамент, но этот метод годится для двигателей имеющих шесть цилиндров и более. Однако, уравновешивание пульсирующего момента сопротивления (например, при проведении сварочных работ, коммутации мощного оборудования, и т.д.) вызывает значительные трудности. Попытки решить эту проблему вызвали необходимость применения различных уравновешивающих устройств. Последние кинематически связаны с коленчатым валом ДГ и создают момент, действующий в противофазе с пульсациями опрокидывающего момента.[66, 112, 113]. Устройства динамического уравновешивания дают возможность существенно снижать величину низших гармоник опрокидывающего момента в определенном диапазоне изменения частоты вращения ДГ. Следует учесть, что эти устройства требуют значительного места для их установки, что приводит к увеличению габаритов. Кроме того, эти устройства не устраняют полностью пульсации опрокидывающего момента.
Известны способы снижения вибрации создаваемой силами инерции звеньев движущихся поступательно и находящихся в плоскопараллельном движении. Одним из них является применение динамических гасителей колебаний [8, 43, 44]. Существуют нерегулируемые и регулируемые динамические гасители колебаний. Недостатком нерегулируемых динамических гасителей колебаний является резкое снижение их эффективности, при незначительном изменении частоты вращения СЭУ.
Для СЭУ работающих с разной частотой вращения, желательно использовать регулируемые динамические гасители колебаний [41, 45]. Их недостатком являются большие габариты, сложность устройства и необходимость подвода к ним энергии. Известны активные виброзащитные системы [106] они обеспечивают хорошую защиту при низкочастотных колебаниях. Применения на судах они не нашли, из-за их большой сложности и стоимости.
Эффективным методом защиты от вибрации передаваемых на силовые конструкции судна, является отстройка собственных частот колебаний упругих подвесок, от частот возмущающих сил.[18, 19, 28, 29, 30, 42, 61, 64, 92, 105, 108, 109, 111]. Как недостаток таких методов, можно отметить невозможность значительного уменьшения жесткости, особенно на тяжелых СЭУ. Следует иметь в виду, что не исключается возможность совпадения частот собственных колебаний с частотами высших порядков колебаний вибрирующего объекта.
На речных и даже морских судах в последнее время все большее внимание уделяется подвескам, имеющим частоту собственных колебании ниже частоты вибрирующего объекта [19, 20, 23, 24, 26, 27, 30, 31, 32, 33, 34, 35]. Исследования, проведенные ГИИВТом, показали высокую эффективность таких подвесок [22, 96, ПО]. Подвеска главных двигателей на виброизоляторы дала возможность снизить вибрацию перекрытий машинных отделений в среднем на 15 Дб. Это позволило в отдельных сл аях довести уровни вибрации до требований санитарных норм. Известны также попытки применения двухкаскадных систем [49], и подвесок большим коэффициентом демпфирования [93]. Несмотря на хороший виброзащитный эффект их широкое использование сдерлшвается их высокой стоимостью, сложностью и габаритами.
Опыт использования упругих подвесок показал [37], что для увеличения их эффективности необходимо стремиться к уменьшению жесткости по всем шести степеням свободы. Этот вывод приводит к двум противоречивым требованиям: с одной стороны жесткость подвесок для увеличения их эффективности надо снижать, но при этом будут увеличиваться перемещения СЭУ. А с другой стороны перемещения СЭУ должны быть ограничены жестким монтажом выхлопных коллекторов, трубопроводов охлаждения и др.
Этим противоречивым требованиям не могут удовлетворять виброизолирующие опоры, упомянутые выше, т.к. их силовые характеристики не могут выходить за пределы прямоугольника БВГД (рис. 1.1). На рисунке 1.1 Р„,ах максимальная нагрузка на виброизолирующую опору; Pmin- минимальная нагрузка на ту же опору; Н - полный виброизолирующий ход виброизолятора.
Если упругая опора линейная, то силовая характеристика ее укладывается на линии ДВ совпадающая с прямой NN. В случае если упругая опора нелинейна (например, резиновая опора АКСС и др.), то силовая характеристика ее отражается криволинейным отрезком (к примеру ДКВ). Возможны упругие элементы или пружинные системы способные создавать силовую характеристику ДЛВ, или ДМВ, и вообще произвольную кривую не выходящую за пределы прямоугольника БВГД.
Следует отметить также ограничение; - на произвольной кривой не должно быть отрезков этой кривой расположенных вертикально т.к. тангенс угла наклона касательной к этим отрезкам отражает лсесткость этого упругого элемента или системы, (а жесткость упругой опоры или любой пружинной системы не может быть бесконечной в средине отрезка Н). Известны пружинные системы позволяющие получить силовую характеристику в виде горизонтальной прямой (например ДГ, БВ или любая горизонтальная прямая расположенная между ними), см. патент США № 33222111. Но такие пружинные системы могут работать только при постоянной нагрузке, и несмотря на хорошие результаты их использование сильно ограничено.
В последние годы разработаны виброизолирующие механизмы и системы переменной структуры (перестраивающиеся виброизолирующие механизмы -ПВИМ), отвечающие указанным выше противоречивым требованиям. Для наилучшей (идеальной) виброизоляции необходимо чтобы жесткость виброизолирующей опоры стремилась к нулю, однако при заданном диапазоне изменения рабочих нагрузок Ртах — Pmin, жесткость этой же опоры должна быть не менее (рис. 1.2)
Определение допускаемых размахов колебаний распределенного компенсатора жесткости
Приравняв определитель к нулю, получим следующие собственные частоты колебаний дизеля по шести обобщенным координатам:
При любом числе цилиндров четырехтактного двигателя порядок наиболее активной гармоники равен половине числа цилиндров, что связано с неравномерностью рабочего процесса. На номинальной частоте вращения (1500 мин"1) и номинальной нагрузке вынуждающий крутящий момент особенно сильно меняется с частотой полуторного порядка 236 с"1. В трехцилиндровых дизелях амплитуда гармоники этого порядка в среднем равна 1,8 от среднего момента. Известно, что трехцилиндровый четырехтактный дизель плохо уравновешен по моментам сил инерции первого и второго порядка, а силы и моменты высоких порядков несущественны. Амплитуды гармоник сил и моментов высоких порядков могут быть заданы известными зависимостями [80], но для исследования виброизолятора с РКЖ высокочастотные колебания не рассматриваются. В случае слабой связанности колебаний, на низких частотах будут преобладать только сравнительно развитые колебания вокруг оси коленчатого вала, для которых коэффициент динамичности будет равен
Для вычисления колебаний дизель-генератора была применина программа Engine6 в пакете программ SIMNON [118]. Особый интерес представляют резонансные колебания, как наиболее опасные для прочности и нежелательные
На шестой частоте наиболее интенсивными оказываются колебания по шестой координате. Размах вокруг оси вала равен 0,02 рад.
Общий результат численного моделирования совпадает с физической картиной, возникающей при пуске холодного агрегата. В случае не разогретого дизеля обороты нарастают медленно и наблюдаются интенсивные колебания вокруг оси вала.
Рассмотрим колебания крайней точки крепления агрегата в трехмерном пространстве. Для этого из решений дифференциальных уравнений исключим независимый параметр - время. Трехмерная область изменения обобщенных координат позволяет качественно оценить результат решения уравнений динамики. На плоском графике можно отразить проекцию траектории на одну из трех координатных плоскостей XOY (рис. 2.8). Ниже показана такая проекция траектории, полученная при установившемся режиме движения в течение одной секунды.
Использование в подвесках ДГ перестраивающихся виброизолирующих опор (ВИО) со следящим РКЖ имеет ряд особенностей. Так как на СХ всех ВИО есть "плавающий" участок нулевой жесткости, то при правильной расстановке ВИО в подвеске ДГ, последний находится как бы в невесомости.
Любая внешняя сила (например, сила веса ДГ) уравновешивается несущими упругими элементами ВИО, установленными для принятия вертикальных нагрузок, и на расчетных вертикальных перемещениях ДГ 2А (как бы малы они не были), этот объект "зависает" так же, как зависал бы он в невесомости. Все динамические силы на расчетных размахах колебаний виброизолирующих опор не передаются на защищаемый объект, т.к. согласно уравнению (1.3) силы Рх и F-nx постоянны и взаимно уравновешиваются, а силы FTX (это в основном силы внутреннего трения в материале упругих элементов) исчезающе малы. Силы инерции промежуточных звеньев FlIX не передаются на 30 т.к. за счет использования распределенных упругих элементов и РКЖ "звуковые мостики", (по терминологии исследователей, занимающихся вопросами защиты от шума) [30] разрушены. Поток звуковой (волновой) энергии легко проходит по массивным упругим элементам (рессорам, пружинам и даже резиновым массивам), но распределенный (рассеянный) на десятки и сотни мелких потоков не может собраться в прежний единый поток. Размахи колебаний, отдельных точек ДГ различны, и установка ВИО с расчетным размахом колебаний 2 А в точки ДГ в которых размахи колебаний превышают расчетные недопустимо, т.к. это ведет к ухудшению виброизоляции и быстрому выходу из строя этой ВИО (непрерывная перестройка РКЖ ведет к нагреву и износу пружин РКЖ).
Правильная расстановка ВИО в подвеске ДГ контролируется при неработающем ДГ одинаковой осадкой основных несущих упругих элементов опор равной половине Н расчетного хода ПВИМ. Это одинаковое распределение нагрузки между отдельными опорами обеспечивается специальными резьбовыми или клиновыми регулировочными устройствами.
Следует особо отметить, что избыточное количество ВИО в подвеске ДГ (сверх теоретического) можно не ограничивать, т.к. жесткость всей подвески ДГ по прежнему остается равной нулю, но при этом расчетный ход Н ПВИМ (например статическую осадку ДГ) можно уменьшать, и пределом уменьшения Н (см. рис. 1.2) является размах колебаний 2 А ВО.
Экспериментальная проверка расчетов жесткости набора витков РКЖ при их «чистом» завале
При планировании методики экспериментальных исследований опытного образца ПВИМ была учтена рекомендация проведенных ранее исследований пружинных систем с отрицательной жесткостью, и суммарная жесткость несущих упругих элементов была выбрана равной (по модулю) жесткости РКЖ, причем центр жесткости их был совмещен с центром жесткости РКЖ. В результате при нагружении и разгрузке ПВИМ, на его силовой характеристике, четко выделяется горизонтальная площадка, что говорит (согласно теории перестраивающихся виброизолирующих механизмов) о равенстве жесткостей (по модулю) РКЖ и упругих элементов.
При исследовании полученной силовой характеристики ПВИМ оказалось, что длина горизонтальной площадки (т.е. допустимыадля данного ПВИМ размах колебании ВО) на 35,6 % больше по сравнению с расчетной (0,547 мм), что выгодно отличает реальный ПВИМ от механизма, расчеты которого базировались на аппроксимации синусоидой его силовой характеристики. 7. Неровность горизонтальных площадок на силовой характеристике ПВИМ при нагружении и разгрузке, обусловленная теоретическими расчетами, пренебрежимо мала. 8. При допустимой статической осадке ДГ 3VD14,5/12-2SRW, равной 4,5 мм, подвергнутый испытаниям ПВИМ обеспечивает несущую способность 1730 Н, а восемь опор с такими ПВИМ достаточны для подвешивания этого ДГ. 9. Полученные результаты проведенных лабораторных исследований пригодны для разработки подвески ДГ. Задачи виброизоляции любого судового двигателя внутреннего сгорания усложняются рядом специфических требований, обусловленных особенностями монтажа, регулировки и эксплуатации на судне. Жесткая ограниченность пространства в машинном отделении речных судов и необходимость привязки судового двигателя к корпусным деталям судна не только опорами, но и различными трубопроводами (топливо проводами, охлаждающими трубопроводами и др.), ставят условия сильного ограничения статической осадки виброизолирующих опор.
При значительных массах судовых двигателей сказанное выше однозначно приводит к требованию неизбежно большой жесткости любых вновь создаваемых виброизолирующих опор таких двигателей. Причем жесткость этих опор должна оставаться большой по всем шести степеням свободы.
Требования теории идеальной виброизоляции ставят противоположное условие - жесткость виброизолирующих опор должна быть равна нулю. Обычные стальные и резиновые упругие элементы оказываются непригодными для выполнения таких противоречивых требований. Их может выполнить только механизм или устройство (или система) имеющее силовые характеристики, приведенные на рисунке 1.2, причем виброизолирующая опора судового двигателя для идеальной виброизоляции должна иметь такие силовые характеристики по всем шести степеням свободы. Использование перестраивающихся (следящих) компенсаторов жесткости позволяет снижать жесткость любой виброизолирующей опоры до нуля. Если все опоры двигателя имеют нулевую жесткость, то и суммарная жесткость всей подвески также равна нулю, а увеличение количества опор в подвеске позволяет уменьшать статическую осадку двигателя, сохраняя суммарную жесткость всей подвески равной нулю.
Пределом уменьшения статической осадки, согласно теории [50] является размах колебаний вибрирующего объекта 2А, так как полный рабочий ход виброизолирующей опоры Н должен быть:
Изложенное выше позволяет перейти к планированию методики натурных испытаний и исследований виброизолирующих опор судового дизель-генератора. Так, согласно [50] величина 2А является основным исходным параметром. Определить его можно аналитическим и экспериментальным путем. Экспериментальная проверка теоретических расчетов обязательна, так как учесть при теоретических расчетах влияние всех случайных факторов не представляется возможным.
Выбор величины Н (4.1) зависит от конкретных условий работы СЭУ. Так для главных двигателей, передающих вращение на гребные винты, требования очень жесткие (1.1), так как соосность валопровода и коленчатого вала двигателя нужно строго выдерживать.
Для подвески судового дизель-генератора требование соосности валов дизеля и электрогенератора отсутствуют и здесь можно величину Н взять и вдвое и в трое большей чем размах колебаний вибрирующего объекта.
Для решения проблемы, конструктивного исполнения виброизолирующих опор и порядка их размещения в подвеске дизель-генератора нам нужно знать размахи колебаний 2А всех точек крепления виброизолирующих опор дизель-генератора в направлении всех трех осей координат. Из ранее проведенных исследований можно заимствовать ряд важных выводов. Так, амплитуды колеба 85 ний двигателя внутреннего сгорания (а значит и дизель-генератора), в направлении оси параллельной оси коленчатого вала значительно меньше амплитуд колебаний в направлении осей перпендикулярных к оси коленчатого вала. Амплитуды угловых колебаний относительно этих же осей двигателя (и тем более дизель-генератора вместе с рамой и электрогенератором) также пренебрежимо малы. Следует также заимствовать вывод, что упомянутые выше колебания в направлении осей перпендикулярных оси коленчатого вала обусловлены переменным крутящим моментом двигателя (а в случае с дизель-генератором еще и большим моментом инерции ротора электрогенератора). Именно этим объясняется установка резиновых амортизаторов под некоторым углом к горизонтали под рядом ДВС.
Опираясь на вышесказанное, выбираем распределенный компенсатор жесткости одноосный, а его конструктивное исполнение поставим в зависимость от величины размаха колебаний вибрирующего объекта 2 А и варианта размещения виброизолирующих опор.
Расчет распределенных упругих элементов виброизолирующих опор дизель-генератора
Для измерений использовался динамометр ДОСМ - 3 №377 с индикатором №616354, гири стандартные. В патроне 3 токарного станка зажат корпус динамометра 4. Правое лезвие динамометра прижато к упору 5 жестко связанному с верхней платой модуля 6. Нижняя плата 8 наглухо закреплена на суппорте 9 токарного станка. Упор 5 необходим для того чтобы обеспечить одинаковые условия нагружения всех РУЭ.
Нагружение модуля ВИО производилось гирями обеспечивающими нагрузку Р и вращением штурвала продольного суппорта 10. При испытаниях задавались величины нагрузки Р и деформация S. Измеряемой была величина усилия по шкале динамометра 4 (можно наоборот задавать усилия и замерять деформацию S). Полученные данные заносились в таблицы. По данным этих таблиц строились силовые характеристики, позволяющие определить влияние нагрузки модуля опоры ДГ на его жесткость.
Анализ полученных силовых характеристик при различных нагрузках Р (см. рис. 4.15) показывает, что изменение жесткости модуля в диапазоне расчетных деформаций Диж не существенно и РКЖ можно настраивать на нулевую жесткость именно на расчетных нагрузках модуля 750 Н.
Целью натурных исследований была оценка виброизолирующих свойств модуля при различных нагрузках в пределах от нулевой до расчетной на всем диапазоне рабочих частот ДГ. Испытания проводились в лаборатории кафедры СДВС НГАВТ на дизель-генераторе 3VD 14,5/12-2SRW. Модуль описанной выше конструкции устанавливался как рекомендовано в главе 3 на площадке кронштейнов наклоненных под углом 43 к горизонтали. На рисунке 4.16 приведена схема размещения испытываемого модуля. Верхняя плата модуля крепилась к раме ДГ 1, а нижняя к наклонной площадке кронштейна 3. Последний болтами крепится к швеллеру 4 фундамента 5. Дизель-генератор установлен на шести скобообразных ВИО закрепленных наглухо верхними концами к раме ДГ, а нижними к четырем швеллерам фундамента. Нагружение модуля производилось за счет горизонтального перемещения кронштейна 3 при ослабленных крепежных болтах и последующей их затяжкой. швеллер; 5 - фундамент. Б и В - места установки датчиков Для проведения испытаний подготовленного модуля ВИО одна из шести опор убиралась и на ее место устанавливался модуль согласно рисунку 4.17. Такая методика позволяла провести исследования виброизолирующих свойств модуля при широком диапазоне его рабочих нагрузок (от нулевых до допускаемых). Испытания производились на установившемся режиме работы ДГ под расчетной нагрузкой электрогенератора и номинальных оборотах. Измерительная аппаратура ВИВ - 003. Датчик ДН - 3 номер 3214. Аппаратура поверена в 2000 г. (соответствует ГОСТ 12.4.012.-83). Датчики устанавливались на раме ДГ в точке Б (см. рис. 4.16) и на швеллере 4 в точке В. Последовательность проведения экспериментов была следующей. При неработающем двигателе ДГ кронштейн 3 перемещался горизонтально (при ослабленных крепежных болтах крепления модуля 2 и кронштейна 3 между собой, а также с ДГ 1 и швеллером 4) до соприкосновения верхней и нижней платы модуля 2, а затем все крепежные болты на платах модуля 2 и площадках швеллера 4 затягивались. Нагрузка воспринимаемая испытуемым модулем в этом случае была нулевой. Далее двигатель ДГ запускался, прогревался, выводился на номинальную нагрузку. Подготовленная к этому моменту виброизмерительная аппаратура позволяла определить уровень вибраций на раме ДГ (см. рис. 4.16 точка Б) на всем диапазоне частот. Все показания заносились в таблицу 4.1, отражающую виброизолирующие свойства данного модуля 106 при его нулевой нагрузке. Затем датчик устанавливался в точке В и проводились измерения уровней вибраций на швеллере фундамента также на всем диапазоне частот с занесением полученных данных в таблицу 4.1. По данным таблицы 4.1 были построены графики зависимости уровней вибрации, передаваемой через испытываемый модуль от рамы ДГ на фундамент на различных частотах. На графике (рис. 4.18) представлена зависимость уровня вибрации на раме ДГ и фундаменте ДГ от частоты. После исследования модуля при нулевой нагрузке производилось нагру-жение его до половинной нагрузки от расчетной допускаемой. Для этого при остановленном двигателе ДГ ослаблялась затяжка всех болтов соединяющих модуль 2 и кронштейн 3 (рис. 4.17) между собой и к раме ДГ 1 и швеллеру 4 и горизонтальным перемещением кронштейна 3 увеличивалась нагрузка воспринимаемая модулем до половины от расчетной допускаемой. Далее перемещением нижней платы модуля 2 по опорной поверхности кронштейна 3 приводились РУЭ модуля в исходное положение (когда оси симметрии РУЭ перпендикулярны опорным плоскостям плат модуля) и затягивались все крепежные болты ВИО. В этом положении РУЭ модуля сжаты приложенной нагрузкой только вдоль осей их симметрии. Последовательность проведения экспериментов оставалась такой же, как и при нулевой нагрузке испытываемого модуля. Результаты замеров уровней вибрации на раме ДГ и на швеллере фундамента заносились в таблицу 4.2 и по данным этой таблице был построен график (рис. 4.19) зависимости уровней вибрации, передаваемой от рамы ДГ на фундамент на различных частотах.
