Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор, анализ и оценка существующих средств снижения вибраций 7
1.1 Особенности возникновения вибрации на судах 7
1.2 Общие методы борьбы с вибрацией 12
1.3 Виброзащитные системы на базе управляемых динамических гасителей колебаний 22
1.4 Классификация нерегулируемых динамических гасителей колебаний... 23
1.5 Выбор пассивного устройства для управляемой виброзащитной системы 28
1.6 Выводы по главе. Постановка задачи и цели исследования 33
2. Разработка математической модели механической части динамического гасителя колебаний 35
2.1. Классификация сил, действующих на систему 35
2.2 Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с учётом сил трения 42
2.3 Определение оптимальных параметров системы 50
2.4 Исследование динамических режимов системы 59
2.5 Выводы по главе 83
3. Разработка управленяемого виброзащитного устройства на основе динамического гасителя колебаний 85
3.1 Анализ методов регулирования частотной настройки ДГК 85
3.2 Разработка способа частотной настройки виброзащитной системы на базе ДГК 94
3.3 Определение законов управления подвеской ДГК 98
3.4 Анализ устройств, корректирующих жёсткость упругого подвеса 101
3.5 Выводы по главе 107
4. Экспериментальное исследование управляемого динамического гасителя колебаний 108
4.1 Описание принципиальной схемы установки для проведения исследований 108
4.2 Методика проектирования управляемого ДГК 110
4.2.1 Определение основных параметров ДГК 111
4.2.2 Расчёт электромагнитного устройства 116
4.3 Лабораторные испытания виброзащитной системы на базе управляемого динамического гасителя колебаний 123
4.4 Заводские испытания виброзащитной системы на базе управляемого динамического гасителя колебаний 129
4.6 Судовые испытания виброзащитной системы на базе управляемого динамического гасителя колебаний 135
4.5 Направление дальнейших исследований 136
4.7 Выводы по главе 137
Заключение 139
Список литературы 141
Приложения
- Общие методы борьбы с вибрацией
- Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с учётом сил трения
- Разработка способа частотной настройки виброзащитной системы на базе ДГК
- Методика проектирования управляемого ДГК
Введение к работе
w
Вредное воздействие вибрации на механизмы и человека разработчики судов стали учитывать начиная лишь с конца 19-го столетия. Французская книга по проектированию морских судов (Theorie de Navir), опубликованная в 1894 году, содержала данные о судовой вибрации, описывая возникновение данного феномена, как результат вращения двигателя. Медленно вращающиеся винты, которые использовались в то время, имели несколько лопастей на валу, что в совокупности и стало причиной низкочастотных колебаний.
Вибрация определяется как колебания относительно небольшой амплитуды вокруг состояния покоя. Она возникает в результате воздействия на упругие системы периодических возмущающих сил. Проявление вредного воздействия вибрации весьма многообразны — от негативного влияния на организм человека до нарушения режимов работы установок и механизмов и выхода их из строя. Поэтому большое значение в современной технике и, особенно в судостроении, имеют методы защиты человека и конструкций, подверженных влиянию вибрации.
Существующие методы виброзащиты разнообразны, и выбор того или иного способа в значительной мере определяется характером источника вибрации. В качестве таковых источников могут выступать как природные явления (ветер, волны на поверхности воды), так и собственно работающие механизмы. Причём с повышением мощности, производительности и скорости машин вредное воздействие порождаемой ими вибрации возрастает.
Так как в большинстве рассмотренных случаев оказать значительное влияние на источник вибрации невозможно, то приходится применять в целях виброзащиты различные технические устройства, снижающие колебания объекта защиты или усилия, передаваемые на основания.
Одним из наиболее перспективных направлений в виброзащите является применение управляемых динамических виброгасителей.
Данный тип устройств объединяет в себе достоинства как пассивных, так и активных устройств и позволяет добиться качественного виброгашения в широком диапазоне частот.
Вместе с тем, существующим сегодня схемным решениям управляемых виброгасителей присущ ряд недостатков, существенно снижающих их эффективность при применениях на судах. К таким недостаткам можно отнести следующие. # • Сложность конструкции используемых динамических виброгасителей.
В используемых схемах для более эффективного виброгашения часто применяются дополнительные элементы (массы, рычаги и т.д.), что не только увеличивает массогабаритные характеристики устройств, но и значительно снижает их надёжность.
• Сложность и дороговизна систем управления частотной настройкой виброгасителей. В системах управления необходимо применять высокоточные датчики частоты, перемещения и т.д., а также целый спектр устройств, таких как различного рода усилители, преобразователи w фазовые дискриминаторы. Это существенно увеличивает стоимость устройства и его монтажа, а также требует для его обслуживания высококвалифицированного персонала.
• В существующих системах редко учитываются динамические режимы, в которых система может оказаться неустойчивой.
• В устройствах с широким диапазоном рабочих частот жесткость упругих элементов необходимо также изменять в широком диапазоне, что требует достаточно мощных исполнительных устройств и ведёт к значительному энергопотреблению.
В случаях, если определённый уровень колебаний является для машины нормальным рабочим режимом (например, для грохота, или виб ротранспортёров) и необходимо обеспечить работу системы при раз личных амплитудах колебаний отличных от нуля, большинство схем ных решений вообще не пригодно в силу самой идеи динамического виброгашения, при которой на рабочей частоте колебания объекта защиты должны быть в идеале равными нулю.
Таким образом, можно сделать вывод о том, что при всех достоинствах виброзащитных систем на базе управляемых виброгасителей они в своей реализации требуют новых нестандартных решений, позволяющих преодолеть указанные выше недостатки.
В данной работе рассмотрены вопросы применения виброзащитных систем на базе управляемых динамических колебаний на судах и стационарных объектах. Указаны их достоинства и недостатки, а также возможные сферы применения.
Проведённый патентный поиск и сопоставительный анализ различных схем и конструктивных решений виброзащиты позволил определить одну из наиболее рациональных конструкций управляемого динамического виброгасителя и разработать ряд новых решений в реализации управляемых гасителей колебаний, позволяющих решить большинство проблем, связанных с использованием устройств такого рода. Проведённые исследования показали, что разработанное устройство может использоваться для обеспечения высокоэффективной виброзащиты разнообразных механизмов как на судах, так и на других технических объектах.
Общие методы борьбы с вибрацией
Анализ причин возникновения вибраций различных объектов показывает, что они вызываются многими факторами, вследствие чего определение величин и характера всех воздействий на судовой объект во время проектирования практически мало реально. Следствием этого является невозможность обеспечить требуемые динамические характеристики спроектированного изделия. Таким образом, после изготовления необходима доводка изделия по уровню вибраций, а это - трудоёмкий и технологически сложный процесс, требующий высококвалифицированных кадров, специальной аппаратуры и оборудования.
Все эти обстоятельства приводят к необходимости создания специальных средств виброзащиты, способных обеспечивать качественную и надёжную работу объектов в различных режимах их эксплуатации.
На сегодняшний день на судах и в промышленности используются достаточно разнообразные методы и соответствующие устройства для снижения уровня вибраций, причём можно выделить два основных подхода: борьба с вибрацией в источнике и использование разнообразных дополнительных внешних устройств.
Первый подход заключается в специальной организации рабочего процесса механизма и конструктивном выполнении его узлов (создание плёночного смесеобразования, применение гидравлических толкателей клапанов и т.д.); а также в улучшении технологии изготовления и обработки деталей двигателя (повышенная точность нарезки зубчатых передач, совместная притирка взаимно соприкасающихся деталей на рабочей частоте вращения и т. д.). Данный метод позволяет значительно снизить уровни вибрации, но в тоже время влечёт за собой ряд нежелательных последствий, например изменение конструкции двигателя, увеличения его массы, что требует укрепления набора перекрытий машинного отделения и, соответственно, значительного удорожания всей конструкции в целом.
При втором подходе преимущественно стараются снизить не столько вибрацию самого объекта, сколько воздействие этой вибрации на фундамент или перекрытия. В этом случае разработка мероприятий, направленных на уменьшение вибраций, ведётся по трём основным направлениям - вибропоглощения, виброизоляции и виброгашения.
В судовых условиях наиболее широко используют вибропоглощающие покрытия и специальные вибропоглощающие конструкционные материалы. Первые из них наносят на готовые конструкции для увеличения в них потерь энергии при периодических деформациях. В настоящее время применяют жёсткие, армированные, мягкие и другие покрытия. Из вибропоглощающих конструкционных материалов (к таким материалам можно отнести чугун, сплавы меди и марганца, некоторые виды пластмасс) изготавливают конструкции, обладающие высокими диссипативными свойствами и при отсутствии специальных покрытий /49, 17/. Обладая такими достоинствами, как простота внедрения и относительная дешевизна, данные мероприятия обеспечивают качественное снижение вибрации лишь на резонансных частотах несущей металлоконструкции при частотах вибраций более 100 Гц. Толщина покрытия обычно превышает толщину покрываемой металлической пластины в 2 — 3 раза, а по весу составляет около 25% от веса пластины. В принципе, согласно /49/, средства вибропоглощения в судовых условиях целесообразно применять: для увеличения затухания амплитуды вибраций при распространении по конструкциям, связывающим источник вибраций со звукоизлучаю-щими ограждениями, путём нанесения на эти конструкции вибропог-лощающих покрытий; для уменьшения звукоизлучения ограждений путём демпфирования их вибраций.
В тех случаях, когда вибрации являются основой технологического процесса, и снижение их уровня в общем недопустимо, а также в тех случаях, когда не предъявляется жёстких требований к амплитуде колебаний источника вибраций, целесообразно применять виброизоляцию.
Данное мероприятие практически не ослабляет вибраций механизмов, но уменьшает передачу вибраций фундаменту или корпусу судна. К средствам виброизоляции относятся: амортизаторы, виброизолирующие фундаменты, муфты и гибкие патрубки. Сюда также можно отнести и различного рода покрытия из резины, пластмассы и прочих подобных материалов с малым акустическим сопротивлением, обеспечивающие упругую связь, например, между источниками вибрации (механизмами, устройствами, трубопроводами и т.д.) и несущими конструкциями или между механизмами и их напорными связями (вало-, трубопроводами и тягами дополнительного крепления). Виброизоляционные покрытия наносятся также и на виброза-держивающие массы, устанавливаемые на пути распространения вибрации от источника (на переборках, шпангоутах и пр.). При этом в качестве виброзадерживающих масс могут служить утолщенные комингсы и угловые соединения, образуемые при пересечении палуб, переборок и других плоскостных корпусных конструкций.
Одним из основных средств, ограничивающих распространение вибрации, являются упругие опоры - амортизаторы. Наибольшее распространение для виброизоляции механизмов на судах получили резинометаллические амортизаторы и амортизаторы, у которых в качестве упругого элемента служат цилиндрические и конические пружины.
Ослабление вибраций в широком диапазоне частот достигается сочетанием пружинных и волокнистых или резиновых амортизаторов. Пружины просты, стабильны, дешевы, долговечны, малогабаритны и хорошо противостоят действию высокой температуры; при антикоррозионных покрытиях они не боятся сырости.
Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с учётом сил трения
В результате патентного поиска было выбрано устройство для виброизоляции машин, которое состоит из несущего упругого элемента в виде винтовой пружины, установленной между основаниями, и динамического гасителя в виде соосно установленной инерционной массы. Масса динамического гасителя связана с основаниями пружинами (рис 1.6) /53/. Данное устройство обеспечивает эффективное виброгашение в рабочем диапазоне частот, полностью компенсирует опрокидывающие моменты и, вместе с тем просто в реализации.
На основе полученной расчётной схемы разработаем для неё математическую модель, которая бы наиболее полно описывала поведение системы с принятым динамическим виброгасителем при наличии колебаний в данной системе. Расчётная схема системы с ДГК На рисунке С0 —жёсткость пружины подвески основной системы, Ср С2 —жёсткость основной и добавочной пружин гасителя, а К \ h2 —коэффициенты демпфирования, mQ,mx —массы твёрдого тела основной системы и динамического гасителя соответственно. Основная система совершает прямолинейные колебания под действием гармонической внешней силы с амплитудой F0 и частотой со; xQ yt) — перемещение основного твёрдого тела; хдґ)—перемещение гасителя.
За обобщённые координаты примем смещения масс х0 и х1} отсчитываемые от положений статического равновесия вниз. Это позволит исключить силы тяжести грузов из уравнений, так как они в положении статического равновесия уравновешиваются силами упругости пружин.
Коэффициент ух иногда называют коэффициентом инерционной связи, а у2 —коэффициентом упругой связи. Если ух = у2 = О, то парциальные системы изолированы, и процесс в каждой из них происходит независимо от процессов в другой. Для того, чтобы найти коэффициенты atj и с{. определим соответственно кинетическую и потенциальную энергию системы относительно инер-циальной системы отсчета.
Для определения потенциальной энергии системы, согласно /48/, следует вычислить работу, которую совершают разности сил упругости и сил тяжести грузов при перемещении системы из рассматриваемого положения в положение равновесия. Полагаем, что эти разности
Для этого согласно /40/, необходимо записать систему уравнений аналогично (2.41), обозначив в левой её части л:0 и хх через у0 и ух соответственно, а в правой подставив F0 COS cot. Выражения (2.48) и (2.49) представляют собой уравнения для определения соответственно амплитуд колебаний защищаемого объекта и динамического гасителя. Анализ выражения (2.48) позволяет сделать вывод о том, что ни при какой настройке гасителя амплитуда колебаний основной системы в ноль не обращается. Но, если qx =0 (демпфирование в гасителе отсутствует), то А = 0 при любых V = Q [шх = СО). Последнее и является известным эффек 50 том динамического гашения, когда колебания основной массы полностью гасятся с помощью некоторой вспомогательной малой массы при парциальной частоте гасителя, равной частое возбуждения. Амплитуда колебаний самого гасителя при этом отлична от нуля и конечна. Здесь необходимо отметить, что любой реальный ДГК (нерегулируемый, пассивный, т. е. без внешнего источника энергии) не позволяет получить абсолютного виброгашения, т. е. подавления амплитуды колебаний до нуля. Дело в том, что в реальной системе всегда присутствуют потери на трение. Резонансные кривые для основной системы при и = 1 1 - qx = 0; 2 - qx = 0,5; 3 - qx = 0,2; 4 - qx = оо Кривые 1 и 4 с неограниченной амплитудой колебаний соответствуют случаю, когда рассеяние энергии в вязком демпфере не происходит. Значит, между значениями qx = О и qx — оо имеет место такая величина трения, при которой произведение силы вязкого сопротивления на амплитуду гасителя будет наибольшим, а резонансная амплитуда основной системы получит наименьшее значение.
Разработка способа частотной настройки виброзащитной системы на базе ДГК
Анализ методов регулирования частотной настройки ДГК показывает, что все они обладают целым рядом присущих им недостатков. Ни один из существующих методов не может гарантировать качественной и надёжной защиты объекта от воздействия вибрации. Особенно характерна данная проблема для объектов, где используются значительные мощности, таких как грохоты, двигатели насосов земснарядов и т.п.
Вместе с тем существует подход, который позволит достаточно просто решить выше упомянутые проблемы и создать простое и надёжное устройство виброгашения, работающее в широком диапазоне частот. При этом осуществляется качественное гашение колебаний как на рабочей частоте, так и на частотах, отличающихся от рабочей.
Как видно из рисунка, амплитудно-частотные характеристики, при различных значениях коэффициента к обладают различными величинами амплитуд в рабочей точке и зонах резонанса, а также амплитудой в зоне низких частот. Наиболее качественное гашение осуществляется при наибольших из возможных, с точки зрения устойчивости системы, значениях коэффициента связи, тогда как амплитуда резонансных пиков имеет наименьшее значения при минимальных значениях этого коэффициента.
Случай к = О, как соответствующий работе системы без ДГК на рис. 3.4 не показан. Однако, следует отметить, что хотя в этом случае амплитуда в рабочей точке и имеет наибольшее значение (резонанс), данная характеристика обладает наименьшей амплитудой в зоне низких частот, что позволяет использовать её при работе в соответствующих частотных диапазонах. Таким образом, для реализации высокоэффективной виброзащитной подвески предлагается использовать лишь две крайние характеристики при значениях коэффициента к = О и к\ = 4,4 (рис. 3.5).
Разгон двигателя или работа его на низких частотах осуществляется на характеристике разгона 1, соответствующей нулевому значению коэффициента связи (система без динамического гасителя). Таким образом, весь процесс регулирования сводится лишь к переключению с одного значения жёсткости Сх на другое при определённой частоте, соответствующей точке А. Так как вся настройка сводится к ступенчатому изменению между двумя значениями жёсткости, то это позволяет значительно упростить систему автоматической настройки и максимально снизить требования к быстродействию регулятора.
Вся работа устройства осуществляется в допустимом диапазоне изменения коэффициента связи от -4,4 до 4,4, что позволит при необходимости реализовать в данном устройстве идею совместного изменения жесткостей Cj и С2, так, чтобы частотная настройка гасителя при этом оставалась равной 1. Как было показано выше, при этом выбранная величина оптимального трения остаётся таковой на всём диапазоне частот, что позволяет минимизировать амплитуды резонансных пиков без разработки и реализации сложных алгоритмов регулирования величины трения в зависимости от частоты возмущающей силы.
Более того, при традиционном подходе к частотной настройке, в случаях значительного отклонения рабочей частоты от номинального значения величина корректирующей жёсткости Сх может достигать весьма больших величин, соизмеримых с величиной жёсткости С0 основной пружины гасителя. Этот факт приводит к тому, что в подвесках гасителя придётся использовать достаточно мощные исполнительные устройства, меняющие жёсткость подвеса, которые обладают значительным энергопотреблением. В предлагаемом же варианте регулирования значение жесткостей С, и С2 изменяются на фиксированные и при этом относительно небольшие значения, что позволит минимизировать энергопотребление данного устройства.
К достоинствам данного метода частотной настройки можно также отнести и возможность получения характеристик, обеспечивающих заданную амплитуду колебаний объекта (характеристики при коэффициенте связи = 0 4,4).
Методика проектирования управляемого ДГК
Проектирование управляемого динамического гасителя колебаний для экспериментальной установки осуществлялось на основании результатов, полученных во второй и третьей главах. Исходными данными для проектирования являются: масса объекта защиты т0 = 20 кг; рабочая частота настройки системы О) « 52 рад/с (п = 500 об/мин); заданная амплитуда колебаний объекта защиты (А — 0); максимальная амплитуда возбуждения (силового или кинематического).
Согласно предложенной в главе 3 конструкции управляемой виброза щитной системы на базе ДГК, основная жесткость подвески гасителя Сх должна быть отрицательна. Результаты патентного исследования и анализ литературных источников показал, что наиболее оптимальными исполнительными механизмами, обеспечивающим падающую характеристику жёсткости являются устройства на основе электромагнитов постоянного тока.
Требуемую характеристику могут обеспечить электромагниты, не имеющие магнитопровода (соленоиды). Такие электромагниты представляют собой катушку с намагничивающей обмоткой, у которой нет ни неподвижного сердечника, ни фланцев, ни кожуха, служащих для замыкания через них линий магнитной индукции (рис. 4.6). Электромагнит в этом случае состоит только из катушки и подвижного сердечника — якоря.
Соленоидные электромагниты обладают характеристиками, сильно отличающимися от характеристик других типов втяжных электромагнитов. Отличительной особенностью их тяговой характеристики является наличие максимума электромагнитной силы, которая затем снижается. При симметричном расположении якоря относительно катушки, сила падает до нуля, а затем меняет свой знак.
Рассчитаем параметры данного электромагнитного устройства. Максимальное усилие, которое должна создавать электромагнитная система для обеспечения заданного диапазона регулирования частотной настройки виброгасителя, определяется по формуле: Км=Сгатах, (4.8) где а = 0,09 см — (допустимая) амплитуда колебаний агрегата при рабочем режиме; / , =12000-0,0009 «11 Н. Следует учитывать, что данная величина электромагнитного усилия F3M должна обеспечиваться при ненасыщенной магнитной цепи. Таким образом, выбор величины F3M определяет выбор геометрических размеров электромагнита, а также параметры их обмоток. Сила, действующая на якорь втяжного электромагнита, в общем виде определяется уравнением /23/: F3=l,02.10-7/.w ( -//0./.w), (4.9) где Вя — индукция в якоре в сечении, соответствующем началу обмотки. Однако воспользоваться им для вычисления величины действующей силы не представляется возможным вследствие сложности конфигурации магнитного поля и отсутствия практических способов вычисления величины проходящего в этом случае через якорь магнитного потока. Для практических расчётов при насыщенном состоянии якоря, зависимость электромагнитной силы, действующей на якорь, в функции его положения может быть представлена ломаной линией (рис. 4.7).
Коэффициент заполнения обмотки, в свою очередь, зависит от многих факторов (диаметра проволоки, способа намотки, формы каркаса и изоляции), которые точно учесть не представляется возможным до тех пор, пока конструкция электромагнита не определена полностью. Поэтому при расчётах, связанных с определением габаритов электромагнита, задаются некоторыми средними значениями этого коэффициента.
Зная основные параметры катушки, определим обмоточные данные. Задача расчёта обмоточных данных заключается в определении диаметра провода d, числа витков w и сопротивления катушки R, которые при заданном напряжении или токе обеспечивают необходимую намагничивающую силу iw.
