Содержание к диссертации
Введение
1. Виброизоляция судовых двс - один из способов снижения общесудовой вибрации 8
1.1 Влияние вибрации на судно. Основные источники общесудовой вибрации 8
1.2 Способы снижения уровней вибраций, передаваемых от судовых ДВС 12
1.3 Типы известных компенсаторов жесткости 19
1.4 Выбор типа корректора жесткости 25
1.5 Выводы по главе. Постановка задачи и цели исследования 33
2. Синтез электромагнитного компенсаторажесткости 35
2.1 Выбор типа электромагнитов для компенсатора жесткости 35
2.2 Выбор схемы электромагнитного компенсатора жесткости 47
2.3 Расчет статических характеристик электромагнитного компенсатора жесткости 50
2.4 Влияние конструктивных параметров на статические характеристики электромагнитного компенсатора жесткости 54
2.5 Результаты исследований. Выводы 58
3. Синтез регулируемой виброзащитной подвески судового ДВС 60
3.1 Функциональная схема виброизолятора с электромагнитным корректором жесткости 60
3.2 Выбор системы перестройка виброизолирующей подвески 62
3.3 Определение коэффициента регулятора системы перестройки 68
3.4 Вывод дифференциального уравнения регулятора 73
3.5 Синтез корректирующего звена 77
3.6 Моделирование виброизолирующей подвески с перестраивающимся компенсатором жесткости 80
3.7 Некоторые вопросы проектирования регулятора перестраивающегося компенсатора жесткости 87
3.8 Результаты исследований. Выводы 89
4. Экспериментальные исследования виброизолирующих подвесок с электромагнитными компенсаторами жесткости .90 *
4.1 Определение основных параметров модели подвески с электромагнитным компенсатором жесткости 90
4.2 Лабораторные испытания виброизолирующей подвески с электромагнитным компенсатором жесткости 95
4.3 Натурные испытания виброзащитной подвески с электромагнитным компенсатором жесткости 104
4.4 Судовые испытания виброзащитной подвески с электромагнитным компенсатором жесткости 110
4.5 Результаты исследований. Выводы 112
Заключение 114
Список литературы 116
Приложения 131
- Способы снижения уровней вибраций, передаваемых от судовых ДВС
- Выбор схемы электромагнитного компенсатора жесткости
- Определение коэффициента регулятора системы перестройки
- Лабораторные испытания виброизолирующей подвески с электромагнитным компенсатором жесткости
Введение к работе
Актуальность темы. Вибрация является одним из наиболее вредных факторов, оказывающих негативное влияние на судно и экипаж. Вредное действие вибраций на машины и механизмы выражается в понижении их коэффициента полезного действия, преждевременном износе деталей, частом ремонте и наладках, а также в опасности возникновения аварий. Кроме этого, вибрация негативно влияет на состояние здоровья человека, вызывая падение работоспособности, ослабления памяти и внимания, различного рода заболевания, например, вибрационную болезнь. Несмотря на большое разнообразие средств виброзащиты, существующих на сегодняшний день, больше половины судов не отвечают требованиям санитарных норм по уровню вибраций. Использующиеся на практике пассивные виброизолирующие устройства, содержащие стальные и резиновые упругие элементы (линейные и нелинейные) не могут считаться высокоэффективными, т.к. не отвечают современным требованиям к виброизоляции. Это предопределяет необходимость разработки и исследования полуактивных и активных систем, использующих энергию внешнего источника и отвечающих требованиям теории идеальной виброизоляции. Одним из наиболее перспективных направлений в виброзащите является применение управляемых перестраивающихся виброизолирующих механизмов с нулевой жесткостью. Данный тип устройств позволяет осуществить качественную защиту от вибрации в широком диапазоне частот.
В связи с этим, создание и исследование виброизолирующих систем с перестраивающимися компенсаторами жесткости является современной и актуальной задачей.
Цель работы. Основной целью данной работы являлось создание новой, более эффективной виброизолирующей системы (по сравнению с последними известными конструкциями) с электромагнитным компенсатором жесткости, разработка методики её расчёта, конструирования и настройки для подвесок судовых ДВС.
Задачи исследования:
провести аналитические исследования систем виброизоляции;
разработать конструкцию электромагнитного компенсатора жесткости и методику расчета его статических характеристик;
разработать математическую модель виброизолирующей подвески с электромагнитным компенсатором жесткости;
теоретически исследовать статические и динамические характеристики виброизолирующих подвесок с электромагнитными компенсаторами жесткости;
вывести закон регулирования напряжения на электромагнитах для перестройки подвески под изменяющуюся нагрузку;
синтезировать регулятор подвески с электромагаитными компенсаторами жесткости, обеспечивающий подстройку на изменяющуюся внешнюю нагрузку;
экспериментально исследовать динамические свойства виброизоляторов с электромагнитным компенсатором жесткости;
разработать основы методики инженерного расчета виброизоляторов с электромагнитными компенсаторами жесткости;
экспериментально исследовать работоспособность и эффективность разработанного устройства.
Научнаяновизна.
Научная новизна работы заключается в следующем: 1. Впервые создана и исследована конструкция виброизолирующей системы с электромагнитным компенсатором жесткости, содержащая несущий упругий элемент в виде винтовой пружины, установленной между основаниями, идвумя встречно включенными электромагнитами, обеспечивающими отрицательный коэффициент жесткости.
-
Разработана математическая модель виброзащитной подвески с электромагнитным компенсатором жесткости;
-
Разработана методика расчёта параметров виброизолирующей системы предложенной конструкции.
-
Выведен закон регулирования для линейной системы перестройки виброизолирующей подвески.
-
Впервые разработана и изготовлена физическая модель виброизолирующей системы с электромагнитным компенсатором жесткости.
Практическая ценность работы. Разработанная конструкция виброзащитной системы может служить основой для проектирования виброизолирующих опор и подвесок для различных устройств и механизмов и, в частности, для судовых двигателей. Применение предложенных методик расчёта и настройки параметров виброзащитной системы с электромагнитным компенсатором жесткости позволяет достаточно просто производить расчеты упомянутых выше виброизолирующих опор.
Реализация результатов работы. Разработанная виброизолирующая система принята к внедрению в Новосибирском речном порту. Результаты теоретических исследований используются в учебном процессе НГАВТа. На защиту выносится:
1. Конструкция виброизолирующей подвески с электромагнитным компенсатором жесткости, обеспечивающая эффективную виброзащиту в широком диапазоне частот.
-
Методика расчёта параметров электромагнитного компенсатора жесткости предложенной конструкции, учитывающая динамические режимы работы системы.
-
Методика проектирования регулятора перестраивающегося компенсатора жесткости.
Апробация работы. Основные положения и результаты исследований докладывались и обсуждались на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава НГАВТ 2001 - 2005 гг..
Публикации. По результатам выполненных исследований опубликовано семь печатных работ.
Объём работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка используемой литературы и приложений. Вышеупомянутые разделы занимают 127 страниц машинописного текста с 48 иллюстрациями. Список литературы содержит 128 наименований.
Способы снижения уровней вибраций, передаваемых от судовых ДВС
Существенное влияние ДВС на общесудовую вибрацию вызывает необходимость применения различных средств для уменьшения динамических усилий, передаваемых с опорных фланцев двигателей на судовой фундамент.
Динамическое уравновешивание двигателей является одним из методов снижения уровней вибраций. Достаточно полно эта задача применительно к силам инерции поступательного и вращательного движущихся частей и моментов этих сил может быть решена для двигателей с числом цилиндров больше шести. Однако разновесность отдельных элементов поступательно и вращательно движущихся частей не позволяет полностью исключить эти силы. К тому же уравновешивание переменного опрокидывающего момента и у таких двигателей невозможно, так как требует значительного увеличения числа цилиндров дизелей, что для речных судов нецелесообразно.
Для уменьшения этого недостатка у ДВС в последнее время начинают применять различные уравновешивающие устройства, кинематически связанные с коленчатым валом и создающие момент, действующий в про-тивофазе с пульсациями опрокидывающего момента /76, 122, 123/. Такие устройства позволяют в значительной мере снижать величину основных гармоник опрокидывающего момента, как при определенной частоте вращения коленчатого вала, так и в определенном диапазоне изменения частоты вращения. Но такие устройства требуют дополнительного места для установки их со стороны выходного фланца коленчатого вала и с противоположной стороны, не устраняют полностью пульсации опрокидывающего момента и не компенсируют динамические усилия поступательно и враща-тельно движущихся частей кривошипно-шатунного механизма.
Одним из способов снижения вибрации, возбуждаемой силами инерции поступательно и вращательно движущихся частей, является применение динамических гасителей колебаний (Д1 К) /17, 49/. Принцип действия этих устройств основан на возбуждении колебаний дополнительных масс, упруго связанных с объектом вибрации. Возникающие при этом дополнительные динамические усилия теоретически сдвинуты по фазе на 180 относительно усилий, генерируемых объектом вибрации. При правильно подобранных параметрах названные усилия теоретически должны полностью скомпенсировать друг друга, что исключает передачу вибраций на защищаемое основание. Практически полностью исключить передачу вибраций с помощью ДГК не удается, однако во многих случаях их применение оказывается оправданным. Простейшие из них, представляющие собой дополнительные массы, упруго связанные с вибрирующим объектом без дополнительных регулирующих устройств, могут применяться только для гашения колебаний двигателей, работающих при постоянной частоте вращения коленчатого вала (например, в подвесках дизель-генераторов), поскольку при изменении частоты колебаний на несколько герц резко снижа ется эффективность данных устройств. Для двигателей, работающих с изменяющейся частотой вращения коленчатого вала, более предпочтительны регулируемые ДГК /48, 49/. Известны различные системы подстройки динамических гасителей, однако в настоящее время наиболее эффективными можно считать системы, работающие при подводе электрической энергии. Создаваемое электромагнитами магнитное поле легко регулируется, что и используется для изменения параметров упругой связи в ДГК /48, 49/. Исследование динамического гасителя колебаний с электромагнитной частотной настройкой показали их эффективность при изменении частоты вращения судового двигателя в широком интервале (снижение вибрации в резонансных режимах на 20 дБ). Аналогичные виброгасители могут применяться для уменьшения крутильных колебаний валопроводов /49/. Повышения эффективности ДГК добиваются также усложнением их конструкций, например, установкой дополнительных виброзадерживающих масс и дополнительных упругих связей /25/. Общим недостатком динамических гасителей колебаний являются довольно большие габариты, что затрудняет их установку на дизелях. Регулируемые гасители колебаний к тому же требуют подвода энергии и наличия системы регулирования.
Высокой эффективностью обладают активные виброзащитные системы с использованием дополнительного источника вибрации /119/. Информация, полученная от виброприемника, обрабатывается с учетом текущих условий работы механизмов, Существенным ограничением применения метода активной виброзащиты является невозможность обеспечения широкой частотной полосы гашения различных мод. При расширении рабочей полосы частот возникают условия для положительной обратной связи, и, вместо ослабления, наступает неустойчивая работа системы и самовозбуждение на некоторых частотах. В связи с этим, а так же ввиду большой сложности в изготовлении и обслуживании, монтаже и демонтаже, высокой стоимости и больших массогабаритных показателей, на транспортных судах такие системы применения не нашли /35/.
Одним из наиболее распространенных методов уменьшения динамических усилий, передаваемых на судовые конструкции от источников вибраций, является установка этих источников на виброизолирующие опоры. Такие виброзащитные подвески работают в зарезонанснои зоне частотных характеристик, где усиление амплитуды много меньше единицы. Простейшими виброизоляторами являются металлические пружины и рессоры. Однако судовые ДВС, как правило, устанавливают на резинометалличе-ские виброизоляторы (например, типа АКСС), хорошо зарекомендовавшие себя в течение нескольких последних десятилетий. Многочисленные исследования/39, 50, ИЗ, 116, 117, 124/ показывают, что установка главных двигателей на виброизоляторы, позволяет снизить уровни вибраций в зоне перекрытий машинных отделений на 10 дБ в сравнении с жестким креплением двигателей к фундаментам. В жилых и общественных помещениях уровни виброскоростей во многих случаях удается снизить до уровней санитарных норм. Применение двухкаскадных систем и подвесок с большим коэффициентом демпфирования дает еще больший эффект (снижение уровней вибрации на 20 дБ /54, 111/).
Очевидно, что рассматриваемые виброизолирующие подвески эффективны, если зона рабочих частот расположена значительно правее (по оси частот) частоты собственных колебаний, чтобы исключить попадание в резонансную зону. Это говорит о необходимости правильного подбора параметров виброизолирующей подвески, иначе их эффективность будет невелика /39, 78, 110/. Особенно высокие требования к точности подбора параметров подвески предъявляются в случае использования нелинейных виброизоляторов, имеющих сложные амплитудно-частотные характеристики. Отстройка от резонансных режимов возможна, в основном, только за счет уменьшения коэффициента жесткости виброизоляторов. Уменьше ниє частоты собственных колебаний за счет увеличения массы вибрирующего (защищаемого) объекта в практике виброизоляции судовых ДВС обычно не используется, так как это зачастую затруднено практически, а также повышает металлоемкость судовых конструкций и машин. Однако при уменьшении жесткости подвесок, возникают трудности проектировочного характера, связанные с тем, что при малой жесткости увеличиваются перемещения двигателей относительно фундаментов и связанных с ними элементов (валопроводов, трубопроводов и др.) под действием изменяющихся статических составляющих нагрузки. Для исключения возникновения опасных напряжений в присоединяемом оборудовании, приходится применять специальные муфты, допускающие большие относительные перемещения, применять гибкие вставки и т.п., что удорожает главную силовую установку и уменьшает ее надежность. Применение подвесок с уравновешивающими системами затруднительно, так как они достаточно сложны.
Выбор схемы электромагнитного компенсатора жесткости
Из теории виброизоляции /21, 31, 35, 63/ следует, что для обеспечения участка нулевой жесткости в пределах размаха колебаний компенсатор жесткости должен обладать характеристикой той же жесткости, что и упругий элемент подвески, но с обратным знаком (то есть, угловые коэффициенты силовых характеристик основного упругого элемента и компенсатора жесткости по величине должны быть одинаковы). В принципе, элек-тромагнит постоянного тока, теоретическая тяговая характеристика (зависимость тягового усилия F от зазора 5) которого приведена на рис. 2.8, обеспечивает силовую характеристику с отрицательным угловым коэффициентом. Однако, несмотря на простоту такого устройства, использование его в качестве компенсатора жесткости нецелесообразно.
Во-первых, и это самое главное, в /69/ показано, что, для того, чтобы система перестройки компенсатора жесткости могла функционировать без подвода энергии от внешнего источника, необходимо, чтобы жесткость виброизолятора на медленно меняющуюся нагрузку (отрезок be на рис. jf- 1.2) была равна жесткости основного упругого элемента. А это возможно только в том случае, если силовые характеристики компенсатора при различных статических нагрузках лежат своими серединами на оси перемещений X. компенсировать корректор жесткости. Это приведет к увеличению мощно сти электромагнита компенсатора и его габаритов. Чй Во-вторых, нелинейность этой характеристики не позволит обеспе чить линейную суммарную характеристику виброизолятора даже в пределах размаха колебаний. А это значит, что в подвеске могут проявляться эффекты нелинейной системы, такие, например, как режимы автоколебаний, несколько резонансных режимов и т.д.
В-третьих, при изменении статической составляющей нагрузки, действующей между вибрирующим и защищаемым объектами, у компенсатора жесткости с одним электромагнитом трудно обеспечить параллельность силовых характеристик при относительном перемещении вибрирующего и защищаемого объектов. Это значит, что при различных нагрузках виброи золирующая подвеска будет иметь различные коэффициенты жесткости, и, следовательно, обладать изменяющимися виброзащитными свойствами.
В значительной мере снизить эти недостатки позволит дифференциальная схема включения двух электромагнитов, как это показано на рис. 1.5 /47/. Тяговые усилия электромагнитов направлены в противоположные стороны. Силовая характеристика компенсатора получается как сумма тяговых характеристик электромагнитов (рис. 2.9).
При такой схеме включения электромагнитов от величины воздушного зазора (следовательно, перемещения) зависит не только величина, но и направление тягового усилия. К тому же силовая характеристика на уча стке, прилегающем к оси перемещений, симметрична и с достаточно высокой точностью может быть линеаризована. Этот участок силовой характеристики целесообразно использовать в качестве рабочего участка компенсатора жесткости.
Из теории виброизоляции /21, 31, 35, 63/ следует, что для обеспечения участка нулевой жесткости в пределах размаха колебаний компенсатор жесткости должен обладать характеристикой той же жесткости, что и упругий элемент подвески, но с противоположным знаком. Согласно 2.1, тяговая характеристика электромагнита может быть выражена формулой: где а - коэффициент, зависящий от конструктивных особенностей электромагнита; х - перемещение якоря электромагнита.
Будем рассматривать характеристики электромагнитного компенсатора жесткости, считая, что его якорь конструктивно может перемещаться между полюсами двух электромагнитов на расстояние, равное Ъ (см. рис. 2.10).
Следует отметить, что в процессе эксплуатации общий якорь электромагнитов при всех возможных относительных перемещениях вибрирующего и защищаемого объектов не должен достигать граничных значений перемещений, то есть, значения х = 0 и дг = b нежелательны. Кроме того, что при зазорах, равных нулю, реальные тяговые характеристики электромагнитов сильно отличаются от теоретических, при нулевых воздуш ных зазорах может возникнуть «зали пан ие» электромагнитов, что приведет к выключению из работы всего виброизолятора. В расчетах же будем принимать, что х изменяется от нуля до Ъ.
Определение коэффициента регулятора системы перестройки
Лабораторные испытания виброизолирующей подвески с электромагнитным компенсатором жесткости
Большая часть из рассмотренных в предыдущем параграфе систем перестройки компенсаторов жесткости выполнена или как непрерывная линейная система (например, система, выполненная по рис. 3.4), как нели 1 нейная система, включающая в себя звено с зоной нечувствительности (схема на рис. 1.3), или как система со звеном с чистым запаздывание (системы с механизмами свободного хода). В то же время, все эти системы являются системами, замкнутыми по относительному положению вибрирующего и защищаемого объектов, то есть системами, реагирующими на отклонение регулируемой величины. Для управления электромагнитным компенсатором жесткости также примем систему, действующую по принципу измерения отклонения. Системы, действующие по измерению возмущений (например, усилия, действующего на вибрирующий или защи . щаемый объекты) могут оказаться малоэффективными или сложными, так как относительное перемещение объектов может быть обусловлено большим числом различных факторов.
По типу используемых в системе звеньев, регулятор, каковым является система перестройки компенсатора жесткости, может быть как линейным, так и нелинейным. При использовании линейного регулятора система может оказаться проще, ее свойства не будут меняться при изменении режимов работы. Однако постоянные относительные перемещения объектов, вызванные вибрациями, будут вызывать периодические (с частотой /$ вибрации) изменения параметров компенсатора, что будет сопровождать ся передачей на защищаемый объект небольших динамических усилий даже в стационарных режимах. В нелинейных системах с элементом с зоной нечувствительности в стационарных режимах передача динамических
Т усилий теоретически может быть исключена полностью. В переходных режимах, например, при изменении силы тяжести, при циркуляциях или ходе по волне (в режимах перестройки компенсатора), динамические усилия на защищаемый объект передаваться будут. К тому же, свойства нелинейных систем могут меняться в зависимости от характера и величины внешних воздействий. В них также могут возникать режимы автоколеба ний - незатухающих колебаний выходной величины, амплитуда и частота которых зависит только от параметров самой системы.
Так как судовые ДВС, как правило, работают в нестационарных режимах, в качестве системы перестройки компенсатора целесообразнее использовать линейный регулятор, содержащий измеритель (датчик) относительного перемещения объектов и усилитель напряжения электромагнитов. При изменении относительного положения вибрирующего и защищаемого объектов, изменяется выходная величина измерителя, которая является входным воздействием на усилитель. Усилитель обеспечивает пе-рераспределение напряжений на катушках электромагнитов таким образом, что обеспечивается смещение силовой характеристики компенсатора параллельно самой себе. Математическая модель подвески с электромагнитным компенсатором жесткости и системой автоматической перестройки приведена на рис. 3.5.
В модели усилие /v создаваемое компенсатором под действием перемещающегося якоря электромагнитов, и усилие Fp, создаваемое изменяющимся напряжением на катушках электромагнитов, условно разде ,л лены. перемещением х (коэффициент передачи регулятора), при котором обеспе чивается «плавание» участка нулевой жесткости по силовой характеристи ке пружины, как это показано на рисунке 3.2. Коэффициент определим, + рассмотрев статические характеристики компенсатора жесткости для двух положений вибрирующего объекта относительно защищаемого. Расчет будем осуществлять при следующих допущениях: - будем считать, что характеристики компенсатора жесткости линей ны на рабочем участке; - для перемещения силовой характеристики компенсатора парал \ лельно самой себе, напряжение на одном электромагните должно увеличи ваться, а на другом — уменьшаться, причем, изменение напряжений на обоих электромагнитах должно быть одинаковым. Это было показано в предыдущей главе при расчете статических характеристик (2.4); - изменение напряжений на катушках электромагнитов прямо про порционально перемещению вибрирующего объекта относительно защи щаемого. Это также показано в предыдущей главе.
Рассмотрим характеристики компенсатора жесткости, приведенные на рис. 3.7. Предположим, что в исходном стационарном режиме компенсатор работает на характеристике 1 в окрестностях точки 0. При увеличении статической составляющей нагрузки на вибрирующем объекте, относительное перемещение вибрирующего и защищаемого объектов изменится на величину Ах. Рабочая точка по силовой характеристике 1 сместится так, что компенсатор будет работать с постоянной составляющей AFK компенсирующего усилия, равной где ск — жесткость компенсатора. По своей сути - это угловой коэффициент линеаризованной силовой характеристики компенсатора, определенный уравнением (2.20). Регулятор должен перераспределить напряжения на катушках электромагнитов таким образом, чтобы компенсатор перешел на силовую характеристику 2 (см. рис. 3.7). Постоянная составляющая силы тяги электромагнитов должна измениться на где эм - коэффициент пропорциональности между напряжением на катушках и силой тяги электромагнитов; AU- изменение напряжения на катушках. Во второй главе показано, что зависимость тягового усилия электромагнитов от напряжения на катушках на рабочем участке перемещений можно с достаточной точностью считать линейной, то есть статическая характеристика усилителя также должна быть линейной. Если характеристика измерителя перемещений также линейна, для отклонения напряжения
