Исследование динамики виброзащитных систем с учетом плоского движения рабочего органа технологических вибромашин тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

КУРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

р Г Б ОД на ПРаВаХ РУКОПИСИ

15 да шб

Уварова Наталья Петровна

ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ ВИБРОЗАЩИТНЫХ СИСТЕМ С УЧЕТОМ ПЛОСКОГО ДВИЖЕНИЯ РАБОЧЕГО ОРГАНА ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ВИБРОМАШИН

Специальность 01.02.06 - динамика, прочность машин, Приборов и аппаратуры

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Курск 1996

Работа выполнена в Курском государственном техническом университете на кафедре теоретической механики.

Научные руководители - Заслуженный деятель науки РСФСР, доктор

технических наук, профессор АЛАБУЖЕВ П.М.

- доктор технических наук, профессор ЯЦУН С.Ф.

Официальные оппоненты - доктор физико-математических наук,

профессор

НАГАЕВ Р.Ф. (г. Санкт-Петербург)

- кандидат технических наук ГАПОНОВ Ю.А. (г. Курск)

Ведущая организация: АО "Прибор" (г. Курск)

Защита состоится: " 10 " декабря 1996 г. в 16 часов на заседании диссертационного совета Д 064.50.01 при Курском государственном техническом университете (305040, Курск, ул. 50 лет Октября, 94).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке института.

Ваш отзыв в двух экземплярах, заверенный печатью, просим направлять по адресу 305040 Курск, ул. 50 лет Октября, 94, к. 216, ученому секретарю диссертационного совета.

Автореферат разослан "_"_1996 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

Яцун

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Интенсивное внедрение вибрационных процессов в промышленность требует развития методов анализа сложных динамических систем, вибрационных машин, разработки экспериментальных методов исследования технологических вибрационных процессов. В связи с увеличением размеров конструкций, повышением быстроходности машин, ужесточением санитарных и технологических требований к допустимым уровням колебаний весьма актуальной является проблема защиты от негативных проявлений вибрации.

Борьбу с вибрацией, в основном, осуществляют уменьшением вибрации в источнике ее возникновения. Однако в большинстве случаев, спектр внешних воздействий со стороны силовой установки и окружающей среды настолько широк, что все источники вибрации предугадать не представляется возможным. Тогда применение виброизоляторов является единственным способом виброзащиты, которая сводится к решению частных задач, учитывающих конкретные технические решения.

Чтобы предотвратить возможные вредные последствия повышенных вибраций (шумовое загрязнение окружающей среды, вредное воздействие на здоровье людей, выход из строя напряженных элементов конструкций из-за усталостных повреждений, снижение надежности работы, отказы высокоточной техники и аппаратуры), необходимо уже на стадиях проектирования предусматривать средства защиты.

Основные направления в области виброгашения связаны с оптимизацией параметров и оценкой эффективности виброзаиднтных систем (ВЗС) в стационарных и переходных режимах при различных динамических воздействиях, изучением эффективности усложненных и нелинейных систем, обоснованием рациональной области их применения для реальных конструкций, разработкой новых технических решений ВЗС, обладающих требуемыми динамическими качествами, применением ВЗС и инженерной практике.

Указанные аспекты определяют актуальность исследований динамики процессов виброзащиты и разработки технологического виброоборудования на основе этих исследований.

Диссертационная работа выполнена в соответствии с координационным планом РАН I.II.I" Теория машин и систем машин".

Цель работы: повышение эффективности виброзащитных систем путем определения их оптимальных параметров на основе разработки методики расчета для случая асимметричных режимов колебаний технологических вибромашин.

Для достижения заданной цели требуется решение следующих задач:

- разработка обобщенной двухмассовой динамической модели движения виброзащитной системы с учетом внецентренного приложения возмущающих сил;

- выявление особенностей поведения динамических систем на основе вычислительного эксперимента при различных видах силовых характеристик упругих элементов;

- оптимизация параметров процесса виброзащиты по технологическим критериям качества;

- разработка инженерной методики расчета виброзащитных систем на основе пакета прикладных программ;

- разработка конструкции виброзащитных систем для мини-комплексов сортового помола зерна;

- разработка рекомендаций по применению виброзащитных систем, обладающих требуемыми динамическими качествами.

Методика исследования. Динамическая модель виброзащитной системы построена на основе законов теоретической механики, динамики машин, теории нелинейных колебаний. Для анализа динамики системы применяются различные численные методы: интегрирования систем дифференциальных уравнений, гармонического анализа получаемых законов движения. Экспериментальные исследования динамики

системы проводились на лабораторных и промышленных образцах вибрационных стендов с использованием различной виброизмерительной и анализирующей аппаратуры.

Достоверность научных положений, сформулированных в работе, подтверждается хорошей сходимостью результатов теоретических и экспериментальных исследований.

Научная новизна. Разработана обобщенная двухмассовая динамическая модель движения виброзащитной системы с учетом асимметричных режимов колебаний и внецентреного приложения возмущающих сил, позволившая выявить область параметров, обеспечивающих минимальные амплитуды поворотных колебаний системы. Показана возможность получения квазипоступательного движения системы путем соответствующего выбора значений параметров и силового возбуждения.

' Выявлены особенности поведения динамических систем при различных видах силовых характеристик упругих элементов. Показано, что главным фактором, влияющим на собственную частоту ромбовидной виброзащитной системы квазинулевой жесткости является длина образующих ромба.

Разработана методика параметрической оптимизации процесса виброзащиты по технологическим критериям качества. С ее помощью определена конструкция виброзащнтнои системы для мини-комплекса сортового помола зерна.

Практическая ценность. Разработан пакет программ по расчету нелинейных колебаний пиброзащитных систем при различных режимах внешнего возбуждения и различных видах силовых характеристик упругих элементов. Предлагаемая методика расчета использовалась при разработке и создании виброзащитнои системы для мини - комплекса сортового помола зерна У12-БМС. Выполненные на ее основе расчеты прогнозируемых величин виброскорости имеют удовлетворительную сходимость с экспериментальными значениями, полученными путем проведения испытания промышленного образца мини - комплекса. По сравне-

нию с применяемыми ранее виброопорами, уровень вибрации на рабочем месте снижен в 1,3 раза и доведен до требований, предъявляемых по ГОСТ 12.1.012-90; уровень звукового давления снижен в 1,7 раза и доведен до требований, предъявляемых ГОСТ 12.1.003-83. Внедрение этой виброзащитной системы способствовало существенному оздоровлению условий труда для работающих на мини - комплексе У12-БМС.

Реализация результатов работы. Результаты работы использовались при выполнении госбюджетных и хоздоговорных НИР, проводимых в Курском государственном техническом университете. На Курском АО "Спецэлеватормельмаш" внедрена система виброизоляции для мини -комплекса У12-БМС.

Апробация работы. Основные результаты диссертации докладывались на всесоюзной научно - практической конференции " Эффективные средства защиты от действия локальной вибрации" (Челябинск, 1990 г.); всесоюзной конференции " Динамика конструкций при вибрационных и сейсмических нагрузках " (Севастополь, 1991 г.); международном экологическом форуме " Экологические проблемы виброзащиты человека " (Курск, 1995 г.); юбилейной научной конференции ученых КГТУ (Курск, 1995 г.); Курском городском семинаре по прикладной и теоретической механике (Курск, 1991 - 1996 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано восемь статей и тезисов докладов на конференциях.

Объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, библиографического списка и приложений. Основной текст изложен на страницах, включая 20 рисунков и 19 таблиц, список литературы, содержащий 105 наименований, а также приложения на 2 страницах.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность диссертации, кратко изложено основное содержание работы и показана ее практическая ценность.

В первой главе дан краткий обзор исследований в области разработки виброзащитных систем. Определена цель и перечислены основные задачи диссертационной работы.

Задача об оптимальных параметрах линейных виброзащитных систем (ВЗС) привлекала внимание многих исследователей. Существенный вклад в развитие теории внесли A.M. Алексеев, И.В. Ананьев, Б.Г. Коренев, С.П. Тимошенко и другие. Ограниченность линейной теории и стремление к увеличению эффективности виброизоляцни привели к развитию нелинейной теории виброзащитных систем, основы которой были заложены трудами П.М. Алабужева, A.A. Андронова, Н.М. Крылова, H.H. Боголюбова. Теории нелинейных колебаний посвящены работы Н.В. Бутенина, Н.И. Блехмана, K.M. Рагульскиса, Р.Ф. Нагаева, В.Н. Потураева и др.

Поведение нелинейной виброзащитной системы описывается нелинейными дифференциальными уравнениями, для которых универсального метода построения общего решения, как известно, не существует. Однако при исследовании, как правило, нет необходимости искать общее решение, а достаточно найти решение, обладающее определенными свойствами, например, периодическое или соответствующее заданным начальным условиям. Выбор оптимального по точности и скорости метода должен осуществляться с точки зрения как сложности и объема вычислительной работы, так и технической целесообразности.

Проведенный обзор показал, что методы расчета нелинейных динамических внброзащитных систем требуют дальнейшего совершенствования. В связи с тем, что реальные вибромашины обладают разбросом параметров, необходимы исследования поведения виброзащнт-

ной системы с учетом связанных, асимметричных колебаний, создаваемых виброисточником.

Представляет также практический интерес исследование двухмас- . совой системы с учетом различных типов жесткостных характеристик упругих элементов, соединяющих эти массы.

Таким образом, разработка виброзащитных систем является сложной задачей, так как отсутствует методика расчета, позволяющая с достаточной полнотой учитывать особенности реальных вибромашин: свойства взаимодействующих контактных поверхностей, несимметричности системы, влияние упруго-вязких характеристик амортизаторов. Проектирование технологических вибрационных систем также должно основываться на методах оптимального синтеза по технологическим критериям качества. Отсутствие таких методов во многих случаях снижает эффективность вибрационного оборудования и ограничивает область применения вибротехники.

Кроме того, анализ технической и патентной литературы показывает, что наряду с существованием множества видов виброзащитных систем их разработка возможна только для конкретного устройства или оборудования. Это объясняется сложностью решения задачи снижения вибрации и отсутствием в настоящее время ее полного решения, тем, что в каждом конкретном случае приходится решать ряд специфических задач, обусловленных особенностями данного объекта виброзащиты.

Вторая глава посвящена разработке обобщенной динамической модели виброзащитной системы, предназначенной для создания такого режима движения, инициируемого заданными возмущениями, при котором реализуется цель защиты объекта. Расчетная схема приведена на рис. 1. Центр тяжести рабочего органа с технологической нагрузкой находится в точке С,, в которой расположен и центр системы координат -хх,У\,фх. Масса тхсвязана с массой Щи неподвижным основанием через систему виброзащиты, представляющей собой систему упру-

'/77777777777777777777;

................

КГ77777777777777777777?4

Рис. 1. Расчетная схема системы

годемпфирующих элементов неодинаковой жесткости и вязкости С,, /Л,, что дает возможность произвольного варьирования их значений и исследования движения асимметричной системы. Внешнее силовое возбуждение приложено в геометрическом центре массы и т2 и содержит шесть компонентов: , , , РХг ,Руг . Общий центр масс

при перемещении центра масс технологической нагрузки может быть смещен относительно этой точки. На расчетной схеме эти смещения для массы П\ по оси ДГ, и обозначены соответственно с/, и Л,. Для массы /Яп смещения по оси и у2 обозначены </2 и Л-, , в точке С2 находится центр системы координат-Х^у^ф^.

Приведенная расчетная схема может быть использована для анализа динамики широкого класса технологических машин, рабочий орган которых может считаться абсолютно твердым телом, совершающим плоское движение.

Составлена система дифференциальных уравнений, описывающая движение рассматриваемой динамической модели:

/, <рх - (а, + + (я, - +1\ (Ку + Д*) =

ЩУг-^-В-г + ^+^Ру^Х

/2 ср2+(а, + (12 - (а, - (¡2 )Я2 - (а2 + с12 )Я5 + (а2 -с12)1^ + + Л2(Д7 + Я8) = Рп (г) + Ь2РХ1 {1)-<12Ру1,

где реакции упруго-вязких элементов равны соответственно:

= с1[у\ -Уг~ + М + (Д1 +■а2 )<р2] +

+ А

Уг Уг~(а 1+ +¿2)^2

Л2 = сг[л ~ ^2 + (а1 ~<*1 М " (°! - ¿2)%] +

Л - >2+ ~ 4 )<РГ -^2)^2

Д3 + Д4 = (с3 + с4 )(.г1 + ) + (¿/3 + //4 )(дп+/*! ),

= с5[Уг - (°2 + ¿2 )Ч>2 ] + М5 . К6 = сб[ >2 + («2 - ¿2 Ур2 ] + Мб

у2-(а2+с!2)(р2

у2+(а2-с12)<р2

(с7 + с8 )(х2 + ) + (//7+м )(х2 + Ь2 <р2 ).

Колебания в системе можно возбудить различными способами, причем форма колебашш и их частота будут зависеть от способа возбуждения. Колебания масс тх и ТП^, влияют друг на друга, следовательно, они будут связанными, а, значит, систему уравнений можно представить в матричной форме.

е

Для решения полученных уравнений была разработана методика и алгоритм численного интегрирования, учитывающий различные типы силовых характеристик упругих элементов виброзащитной системы. При этом реакция упругого элемента с линейной силовой характеристикой записывалась в виде: .

с квазинулевой жесткостной характеристикой:

нелинейной (кубической) характеристикой:

Разработанный алгоритм расчета позволяет определить кинематические характеристики процесса: виброскорость и виброускорение по

шести координатам: Х1,Х2,У1,У2'Р{>Фг ■

Кроме этого, применяя параметры разработанной динамической модели, можно получить амплитудные значения восьми реакций упруго-вязких виброзащитных элементов при заданном внешнем силовом возбуждении: .Р^Р^, РХ2, Руг, Р<рг ■

В третьей главе была решена задача оптимального синтеза по технологическим критериям качества и проведены численные исследования динамики технологической вибромашины.

В основе методики оптимального проектирования вибромашин по технологическим критериям качества,. разработанной в лаборатории "Вибротехника" Курского государственного технического университета, лежит многомерное квадратичное планирование вычислительного эксперимента. Были использованы стандартные планы второго порядка Рехтшафнера с последующей квадратичной аппроксимацией и решением задачи нелинейного программирования. Критериями оптимизации выступили динамические реакции, передаваемые на основание. Роль ограничений при этом выполняли максимальные значения виброскорости и виброускорения.

В качестве варьируемых параметров были приняты пять факторов: отношение массы /и, к массе 1Щ, а также жесткости и вязкости вертикально расположенных упругодемпфирующих элементов. Результаты оптимизации в виде линий равного уровня приведены на рис. 2,3.

Анализ результатов оптимального планирования показывает, что применение нелинейных резинометаллических амортизаторов, а также элементов квазинулевой жесткости по сравнению с линейными упруго -

-г-

-10-

х:

Уг

¿наченне Та'П'.цнн

1.558? 1.6227 1.6864 X.7502 1.8140 1.8777 1.9415 2.0053 2.0690 2.1328 2.1966 2.2603

-0.-16 -0.07 1.91169

XI- И

г1имия -1-3-6-•7. -8-1.0. чз.

Значение Танкцин

Рис.2. Линий:равноГо уровня линейной системы.

111КНП

значение

•1- 0, 0392

-2- 0, ,0420

-3- 0. ,0447

-4- 0, ,0475

-5- 0. .0503

-6- 0. ,0530

-7- 0. ,0558

-8- 0, ,0535

0, ,0613

.40. 0. .0641

•и- 0, .0668

■43. 0 .0696

—г—

-5—6—

-10--АЛ-»13-

к:

V-

Зиачение ФУНКЦИИ

0.0392 0.0420 0.0447 0.0473 0.0503 0.0530 0.0558 0.0585 0.0613 0.0641 0.0668 0.0696 1.00

-1.00 О.03741

XI- И

Рис.3. Линии равного уровня нелинейно}! системы.

вязкими элементами позволяет значительно снизить динамические реакции, передаваемые на фундамент технологических вибромашин. Следует также отметить, что минимум функции отклика для линейной системы достигается при минимуме (из рассматриваемого интервала значений факторов) отношения массы щ к тх. И, наоборот, минимум функции отклика для нелинейных н квазинулевых упругих элементов достигается при максимуме отношения массы Щ к Ш1 в том же интервале варьируемых параметров. Аналогичная закономерность наблюдается и при оптимизации коэффициентов вязкости демпфирующих элементов: для линейной системы необходимо их увеличение, а для нелинейной и квазинулевой - их уменьшение. В то же время значения коэффициентов жесткости для достижения минимальных значений функции отклика для всех рассматриваемых упругодемпфирующих элементов должны приниматься наименьшими. Оптимум функции отклика достигается на границах интервалов варьирования всех параметров, однако дальнейшее их изменение нецелесообразно в виду конструктивных ограничений.

По результатам исследований найдены рациональные параметры амортизаторов и установлено влияние этих параметров на значения вибровоздействий, передающихся на фундамент. Использование этих результатов позволяет уже на стадии расчетов приблизиться к области параметров машины, обеспечивающих вполне удовлетворительные режимы вибрации.

В четвертой главе описаны экспериментальные исследования системы виброизоляции, примененной в мини - комплексе У12-БМС.

Для проверки адекватности описанной ранее математической модели необходимо было провести экспериментальные исследования динамики виброзащитной системы. Для этой цели была разработана экспериментальная установка, включающая в себя электродинамический впбростенд ВЭДС-400. Контроль параметров движения вибросистемы был осуществлен с помощью виброизмерительного комплекса, вклю-

чающего прибор контроля частоты колебаний М 24-203, а также виброграф ВР-1А. При фиксированных частотах (в диапазоне от 6 до 30 Гц) с помощью записанных осциллограмм осуществлялся подсчет максимальных по модулю амплитуд.

По результатам исследования были построены амплитудно-частотные характеристики, произведен их анализ, а также определены собственные частоты виброзащитной системы и мини-комплекса.

Проведенные исследования показали, что собственная частота амортизатора (20 Гц) значительно меньше частоты возбуждения (91,7 Гц). Из этого можно сделать вывод о том, что данную систему виброзащиты можно рекомендовать для уменьшения вибрации и шума мини-комплекса.

После установки системы, виброзащиты в конструкцию мини -комплекса был произведен контроль параметров движения с помощью виброизмерительного комплекса ИШВ-1. Испытания опытного образца показали, что уровень вибрации на рабочем месте оператора доведен до требований, предъявляемых ГОСТ 12.1.012-90 и составил 804-95 дБ. Уровень звукового давления доведен до требований, предъявляемых ГОСТ 12.1.003-83, и составил «79 дБ. Внедрение этой виброзащитной системы способствовало существенному оздоровлению условий труда.

Производственные испытания мини-комплекса У12-БМС на АО «Элеватормельмаш» г. Курска подтвердили правильность выбора динамической модели и результаты теоретических исследований и позволили внедрить данную разработку в серийное производство.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основе комплексного подхода к изучению динамики виброзащитной системы получены следующие научные и практические результаты:

1. Разработана обобщенная двухмассовая динамическая модель движения исследуемой виброзащитной системы, с учетом асимметричных режимов колебаний и внецентренного приложения возмущающих сил, позволившая выявить область параметров, обеспечивающих минимальные амплитуды поворотных колебаний системы. Показана возможность квазипоступательного движения системы путем соответствующего выбора значений параметров системы и силового возбуждения.

2. Выявлены особенности поведения динамических систем на основе вычислительного эксперимента при различных видах силовых характеристик упругих элементов. Показано, что главным фактором, влияющим на собственную частоту колебаний ромбовидной виброзащитной системы квазинулевой жесткости, является длина образующих ромба.

3. Разработана методика оптимизации параметров процесса виброзащиты по технологическим критериям качества. С ее помощью определена конструкция виброзащитной системы для мини - комплекса сортового помола зерна.

4. Разработана методика расчета виброзащитных систем. Выполненные на ее основе расчеты прогнозируемых величин виброскорости имеют удовлетворительную сходимость с экспериментальными значениями, полученными путем проведения промышленных испытаний мини - комплекса.

5. Создан пакет прикладных программ на языке TURBO PASCAL, который вошел в разрабатываемую в КГТУ систему автоматизированного проектирования технологических вибромашин.

6. Проведены промышленные испытания мини - комплекса с предложенной системой виброизоляции. Испытания показали, что уровень вибрации на рабочем месте оператора доведен до требований, предъявляемых ГОСТ 12.1.012-90, и составил 80-г95 дБ. Уровень звукового давления доведен до требований, предъявляемых ГОСТ 12.1.003-83 и составил 79 дБ, что способствовало существенному оздоровлению условий труда.

7. Производственные испытания подтвердили правильность выбора динамической модели и результаты теоретических исследований, что позволило внедрить данную разработку в серийное производство на Курском АО «Элеватормельмаш».

Основное содержание диссертационной работы нашло отражение в следующих публикациях:

1. Алабужев П.М., Кирнарский М.Щ., Уварова Н.П.. Способы оценки предельных возможностей противоударной амортизации/ Курский политехнический институт. - Курск, 1991. - 95 с. - Деп. в ВИНИТИ 11.07.91, N 2967-B91.

2. Способы построения характеристик F(x) ромбовидной конструкции виброзащитной системы квазинулевой жесткости / П.М. Алабужев, М.Ш. Кирнарский, Н.П. Уварова, Е.В. Юшин; Курский политехнический институт. - Курск, 1992. - 95 с. - Деп. в ВИНИТИ 2.06.92, N 1818-В92.

3. Алабужев П.М., Уварова Н.П.. Способы оценки предельных возможностей противоударной амортизации // Всесоюзная конференция "Применение эффективных средств защиты от воздействия локальной вибрации": Тезисы докладов. - Челябинск, 1990. - С. 3-4.

4. Алабужев П.М., Уварова Н.П., Кирнарский М.Ш. Способы построения характеристики F(x) ромбовидной конструкции виброзащитной системы квазинулевой жесткости // Международная конференция "Динамика конструкций при вибрационных и сейсмических нагрузках". -Севастополь, 1991. - С. 4-5.

5. Мищенко В.Я., Уварова Н.П., Лукин Л.В. Проблемы проектирования систем виброзащиты // Труды юбилейной научной конференции. Ч. 1.-Курск, 1995.-С. 90-91

6. Уварова Н.П.. Исследование динамики ромбовидной виброза-щитнои системы II Тезисы докладов юбилейной конференции ученых Курского политехнического инспиуга. - Курск, 1994. - С. 206-211

7. Яцун С.Ф., Мищенко В.Я., Уварова Н.П. Исследование системы виброизоляции для мини-комплексов // Вибрационные машины и технологии: Сборник - Курск, 1995. - С. 52-54

8. Яцун С.Ф., Мищенко В.Я., Уварова Н.П., Лукин Л.В. Экологические проблемы виброзащиты человека // Международный экологический форум "Современные экологические проблемы провинции". • Курск, 1995. - С. 288-289.

Подписано к печати 1.11.96. Формат 60x84 1/16. Печатных листов 1,25. Тираж 50 экз. Заказ /

Курский государственный технический университет, 305040, Курск, ул. 50 лет Октября, 94.