Способы виброзащиты машин

Демпфирование свободных колебаний.

В реальных механизмах относительное движение звеньев всегда сопровождается действием сил сопротивления движению: сил трения в кинематических парах, электромагнитного сопротивления в электромашинах. Поэтому колебательные движения звеньев сопровождаются действием сил неупругого сопротивления. Эти силы демпфируют колебания, т. е. способствуют гашению вибраций механизмов. Обычно силы демпфирования (гашения) в первом приближении принимают пропорциональными скорости движения.

При действии демпфирующей силы период колебаний возрастает. Если это возрастание незначительно, демпфирование не учитывается. Если же демпфирование значительное, то колебания затухают со временем.

Демпфирование вынужденных колебаний.

Колебания сложных конструкций опасны тем, что трудно выделить источник силы, вызывающей колебания. Примером таких колебаний являются колебания приборов и их элементов при транспортировке. Особенно опасны автоколебания, вызывающие в некоторых случаях неограниченный рост амплитуды, что приводит к быстрому разрушению машин. В этих случаях ограничение амплитуды автоколебаний достигается за счет демпфирования, обеспечивая этим рассеяние энергии, направленной на возбуждение колебаний. Для этой цели применяют специальные устройства — демпферы (гасители).

Силы, действующие на стойку механизма, бызывают вибрации фундамента машины. Наложение колебаний фундамента на собственные колебания звеньев механизмов приводят к совпадению частот и возникновению резонансных режимов работы. В этих условиях механизм становится неработоспособным из-за нарушения точности работы, роста амплитуд колебаний и динамических нагрузок. Для предотвращения возникновения резонансных режимов работы в механизмы вводят успокоители колебаний — демпферы, создающие силы сопротивления движущимся деталям и расходующие энергию колебательного процесса, способствуя затуханию колебаний.

Коэффициент пропорциональности между силой сопротивления движению и скоростью звена называется коэффициентом успокоения. Движение звена с демпфером в обобщенных координатах описывается дифференциальным уравнением.

где q — обобщенная координата; п = 2со_с / VCm — для поступательного движения звена и п = 2со_с /Vc7 — для вращательного движения звена; т и J — соответственно масса и момент инерции звена; С — жесткость звена.

Для характеристики движения звена с демпфером часто используют величину 5 — 2сопл/оо² -п² = 2тш (3, называемую логарифмическим декрементом затухания. В качестве характеристики демпфера используют ц = п/со_с =5/л/4ти² -5², называемую степенью демпфирования. Период колебаний звена с демпфером будет:

откуда следует, что при р = 0 демпфер не оказывает влияния на характер колебаний, а при ц = 1 достигается полное успокоение, так как колебательный процесс прекращается.

Перегрузки машин, механизмов и приборов из-за вибраций зависят от ускорений а, возникающих при колебаниях звеньев, и характеризуются силой инерции F_u = та. Наибольшее ускорение зависит от амплитуды колебаний х и частоты со_с:

Степень защиты механизма от вибраций оценивается коэффициентом виброзащиты у, равным отношению амплитуды колебаний х_м звеньев механизма к амплитуде колебаний х_ф фундамента: у = х_м/х_ф Коэффициент виброзащиты выражается через частоты колебаний звеньев оо_с и фундамента со_ф следующим образом:

На рис. 8.6 показана зависимость коэффициента виброзащиты от коэффициента демпфирования ц и отношения частот со_ф/ю_с. Виброзащита будет обеспечена при у < 1. Как было показано ранее, это условие выполняется при ш_ф/со_с > 1,41. С уменьшением ц при со_ф/со_с>1,41 величина у уменьшается и улучшается виброзащита. Однако при низких значениях ц демпферы плохо смягчают удары. Обычно выбирают значение ц в пределах 0,2 < ц < 05.

В необходимых случаях стойку механизма устанавливают на специальные устройства с повышенной податливостью — амортизаторы, которые позволяют уменьшить усилия, передаваемые на фундамент за счет демпфирования их упругих элементов. В их конструкциях применены разные принципы демпфирования (рис. 8.7). К паспортным данным амортизатора относится его деформация f_a под действием номинальной статической нагрузки.

Частота собственных колебаний ш_а определяется по зависимости.

Определяя из условий эксплуатации Шф = оо_с и коэффициент ц по зависимости (8.20), находят истинный коэффициент виброзащиты. Выбор амортизатора осуществляют в обратном порядке.

Рис. 8.6. Зависимость коэффициента виброзащиты от коэффициента.

демпфирования Отношение нагрузки F_a, воспринимаемой амортизатором, к деформации называют коэффициентом жесткости С_а = F_a/f. С увеличением коэффициента С или уменьшением F_a увеличивается со_а, что при тех же частотах С0ф приводит к ухудшению виброзащиты. Поэтому лучшую виброзащиту обеспечивают амортизаторы с малой жесткостью, загруженные нагрузкой, близкой к номинальной.

В радиоэлектронной аппаратуре применяют следующие типы амортизаторов (рис. 8.8): резинометаллические амортизаторы стерженьковые, типа АП, работают на изгиб и сжатие; резиновые амортизаторы опорные типа АО работают на сжатие; особенностью амортизатора типа «втулка» является одинаковая жесткость по всем трем осям; амортизаторы с фиксированным демпфированием типа АФД. Для виброзащиты аппаратуры применяют чашечные амортизаторы типа АЧ, корабельные сварные со страховкой типа АКСС, скобочные типа AM, рожковые типа АР, равночастотные демпфированные типа АД, пространственного погружения типа АПН, цельнометаллические типа ДК.

Рис. 8.7. Принципиальные схемы демпферов и амортизаторов:

демпферы: а — механический; б — гидравлический (пневматический); в — электромагнитный; амортизаторы: г — металлорезиновый; д — жидкостный.

Рис. 8.8. Типы амортизаторов:

а — АП, АЧ; б — АКСС; в — AM; г — АН; д — АО; е — АР; ж — АД; з — АФД, АПН; и — ДК; к — АЦМ, АЦП.

Балансировка вращающегося ротора

Вращающиеся звенья больших диаметров и длин не бывают полностью уравновешенными из-за неоднородности материала и погрешностей обработки при изготовлении. Неуравновешенность ротора вызывает колебания скорости, ускорений и вибрацию ротора, которая передается подшипниками креплению ротора. Эти явления приводят к быстрому выходу из строя элементов. При большой угловой скорости даже незначительная неуравновешенность вызывает большие силы инерции. Поэтому такие роторы подвергают дополнительной технологической операции — балансировке. Балансировка заключается в добавлении или удалении (обычно высверливанием) определенной необходимой массы материала.

Неуравновешенный ротор согласно представляют в виде условного звена с двумя массами т₁ и т_и (рис. 8.9, а), вызывающие появление сил инерции F_uI и Р_и11, пропорциональных статическим моментам т и т_пг_п. Эту неуравновешенность устраняют двумя массами т_т и т_пп, размещенными в плоскостях исправления П_х и П₂ — обычно на торцах ротора (рис. 8.9, б). Меняя положение масс, можно достичь уравновешивания ротора.

Рис. 8.9. Уравновешивание ротора:

а — схема сил инерции; б — схема расположения плоскостей уравновешивания Составим для ротора уравнения равновесия проекций сил инерции на координатные оси, из которых определяем условия уравновешивания:

Заменяя произведение г,-cos a_f = r_bc и r,-sin a, = r_iy и исключая to, получим:

Аналогично получим выражения для т_П2г_П27 и т_П2г_П17.

Произведения m_trj и т_иг_и определяют также на специальных балансировочных машинах.