Колебаний механизмов

Виброустойчивость. Увеличение рабочих скоростей в различных машинах приводит к появлению вибраций. Под в и б р о у с -тойчивостью понимают способность машины или прибсра работать в заданном режиме вибрации. Поэтому увеличение жесткости деталей и конструкции механизма с целью уменьшения деформаций должно осуществляться с учетом явления вибрации. Вибрации влияют на точность механизма, вызывают «размыв» стрелки приборов, изменяют величину потерь на трение, а иногда приводят к усталостным поломкам деталей. Особую опасность представляют случаи резонанса, когда частота внешних периодических сил совпадает с собственной частотой свободных колебаний механизма, и амплитуды деформаций значительно возрастают.

Защита от вибраций и ударов. Для защиты механизмов и приборов от вибраций и ударов применяют амортизаторы, которые устанавливают между механизмом и основанием. В связи с тем, что характер колебаний при вибрациях и ударах различен (первые вызываются вынужденными колебаниями с почти постоянной частотой и амплитудой, а вторые характеризуются кратковременным действием и большой амплитудой), параметры амортизаторов, предохраняющих от вибрации и ударов, будут различными. В первом случае виброзащита предусматривает установку таких амортизаторов, чтобы частота колебаний прибора на амортизаторах была в несколько раз меньше частоты колебаний основания. Величина амплитуды зависит от отношения частоты колебаний основания к частоте колебаний механизма или прибора; если эти частоты совпадут, то наступит явление резонанса, при котором амплитуда значительно

Подставляя выражения для Т, Мп и dFI/dq в уравнение (12.55), получаем уравнение малых колебаний механизма при действии вынуждающей периодической силы F

Кроме того, нужно проверить время торможения механизма, которое при действии момента Мтга не должно превышать 4— 5 сек, а при отсутствии груза, ветра и невращающемся кране должно быть не меньше 1,5 сек. Слишком резкое торможение механизма изменения вылета приводит к появлению высоких динамических нагрузок и к возникновению резких колебаний механизма, что снижает усталостную прочность элементов механизма и металлоконструкции. Для снижения динамических нагрузок рекомендуется увеличивать время торможения применением тормозов 376

рычаг 1, преодолевая натяжение пружины 4 регулятора, начнет поворачиваться вокруг оси А против часовой стрелки. Рычаг 2 при этом будет подниматься, поворачиваясь около оси В, и уменьшать давление на включенный в электрическую цепь угольный реостат 3. Сопротивление реостата 3 при этом увеличивается. С увеличением сопротивления понижается напряжение генератора и скорость питаемых им двигателей. Успокоитель 5 служит для гашения колебаний механизма.

где o-G — динамическая нагрузка; G — вес механизма; / = =(CglG)4>/2n — собственная частота колебаний механизма на жесткости амортизации; g — ускорение свободного падения.

При жестком креплении механизма к фундаменту необходимо рассчитывать их совместные колебания. Однако, как правило, применяется упругое крепление механизма с помощью амортизаторов, являющихся основным средством уменьшения потока энергии в фундаментные конструкции. Расчетные и экспериментальные исследования показывают, что на частотах, превышающих в полтора-два раза первые собственные частоты колебаний механизма как абсолютно твердого тела на жесткостях амортизаторов, крепление перестает влиять на его собственные частоты и формы колебаний.

Слабость связей подсистем приводит к независимости собственных частот и форм колебаний механизма и фундамента, что позволяет рассчитывать их как несвязанные подсистемы. Однако, как было показано во второй главе, демпфирующие свойства амортизаторов оказывают существенное влияние на уровни колебаний системы вплоть до высоких частот. Поэтому в диапазоне средних и высоких частот допустимо рассмотрение колебаний механизма, закрепленного с помощью амортизаторов на абсолютно жестком фундаменте. Полученные таким образом частотные характеристики дискретных или распределенных по площади крепления динамических нагрузок в амортизаторах можно использовать для определения потока энергии или колебаний фундамента. Следовательно,

Следующие три главы (4, 5, 6) образуют вторую часть книги, в которой рассматриваются вопросы динамики и устойчивости вибрационных режимов движения механизмов с упругими связями. Здесь сначала вводятся понятия о статической характеристике и характеристике частоты свободных колебаний механизма, затем составляются диф-ференциальныеуравнения его вынужденных колебаний, изучается структура коэффициентов дифференциальных уравнений движения, вводится понятие о положении динамического равновесия механизма как о среднеинтегральном значении обобщенной координаты за период внешнего воздействия (глава 4).

или начальную скорость. Если начальное возмущение достаточно мало, то в результате его действия механизм будет совершать около положения равновесия периодическое движение с определенной частотой. Это движение можно определить, сообщив обобщенной координате а0 малое приращение е и составив в форме Лагранжа уравнение малых колебаний механизма, в процессе которых а — а0 + е, где всегда е<е0:

В процессе малых колебаний механизма, его кинетическая и потенциальная энергии, а также обобщенный момент силы Р изменяются в функции малого параметра е.

Гармонические колебания. Свободные колебания могут быть гармоническими и негармоническими. Гармонические колебания бывают в системах, в которых отсутствуют сопротивления движению. В механизмах и приборах трение оказывает большое сопротивление, поэтому в них гармонические колебания отсутствуют. Однако при приближенном исследовании колебаний механизмов измерительных устройств приборов, у которых потери на трение малы, используются законы гармонических колебаний.

Аналогичным образом могут быть записаны частотные уравнения при иных граничных условиях, а именно: g21 (k) = 0 (оба конца свободны); glz (k) = 0 (оба конца заделаны); glx (k) — О (вход цепи свободен, на выходе — заделка). Необходимо подчеркнуть, что понятие заделки при анализе колебаний механизмов не следует понимать в буквальном смысле. В частности, правомерно считать начало цепи заделкой, если ему приписывается заданное движение, а координаты ф;- соответствуют отклонениям из-за упругих деформаций. Очевидно, что в этом случае амплитуда колебаний в начальном сечении так же, как и при заделке, окажется равной нулю.

Вопросу собственных колебаний механизмов относительно положения статического равновесия посвящены работы М. Да-масевича [70] и К- М. Рагульскиса [143].

71. Дамасевич М. О некоторых случаях незатухающих собственных колебаний механизмов с упругими звеньями. Труды второго всесоюзного совещания по основным проблемам теории машин и механизмов. Сб. «Динамика машин». М., Машгиз, 1960.

Средства для устранения опасных колебаний механизмов и машин .... 714

СРЕДСТВА ДЛЯ УСТРАНЕНИЯ ОПАСНЫХ КОЛЕБАНИЙ МЕХАНИЗМОВ И МАШИН

Средства для устранения опасных колебаний механизмов и машин 717

Средства для устранении опасных колебаний механизмов и машин 719

Частота колебаний механизмов, узлов, машин (вибрация)

В храповых стопорных механизмах двустороннего действия (храповых тормозах, рис. 98, а), характер крутильных колебаний будет отличаться от колебаний механизмов одностороннего действия, так как при колебаниях ведомой системы храповой останов двустороннего действия обладает одинаковой упругой податливостью как при вращении в одну сторону, так и в другую. Поэтому в кинематической цепи с храповым устройством двустороннего действия возможны крутильные колебания с переходом через нуль и при условиях близких к резонансу, нагрузки могут достигать довольно значительной величины, определяемой по формуле (402). Поэтому для устранения чрезмерно больших динамических нагрузок и повышения выносливости рабочих поверхностей и в этом случае необходимо подобрать жесткость так, чтобы обеспечивалось условие р =? о> или в общем виде (р =j= Аю). Если учесть, что под действием демпфирования собственные колебания быстро затухают и остается только установившийся процесс вынужденных колебаний, постоянно поддерживаемый действием возмущающего момента, то второй член уравнения (401), будет равен нулю. Тогда уравнение примет вид

Осуществление оптимального взаимодействия возбуждающих сил, действующих с одинаковой частотой, может дать в многопоточных системах большой эффект по снижению виброактивности на режимах работы с установившимся вибрационным процессом. Примерами практического достижения высокой эффективности взаимного уравновешивания возбуждающих сил могут служить широко применяемые в промышленности балансировка вращающихся роторов и взаимное уравновешивание динамических нагрузок в многоцилиндровых поршневых машинах. Теоретическим пределом эффективности этого метода является полная взаимная компенсация возбуждающих сил и устранения из спектра колебаний механизмов и машин составляющих с частотой их действия или некоторых гармоник этой частйты. Практическая возможность достижения теоретического предела эффективности зависит от схемы и конструкции механизма (машины), от стабильности рассматриваемых колебательных процессов, и от степени соответствия расчетных параметров действительным.

Парк станков составил 300 шт. Проводилась вибродиагностика и настройка батан-ных механизмов ткацких станков. В одной машине применяется несколько рычажно-кулачковых механизмов, получающих движение от общего вала и передающих движение, общему рабочему органу длиной 2-3 м. Диагностирование осуществлялось с помощью виброизмерительной аппаратуры, датчиков скорости и ускорений со специальным диагностическим программным обеспечением. Частота вынужденных колебаний механизмов составила 4-20 Гц, сопровождающих колебаний - 60-200 Гц, что учитывалось при разработке методики диагностирования и программного обеспечения.