Анализ и синтез динамических систем в задачах проектирования испытательных машин осевого циклического нагружения и роторов тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

РГ6 од

1 з тон 1305

На правах рукописи

КОБЯКОВ ЕВГЕНИЙ ТИХОНОВИЧ

ШАЛИЗ И СИНТЕЗ ДИНАМИЧЕСКИХ СИСТЕМ В ЗДЦАЧАХ 1РОЕК1ИЮВАНИЯ ИСПЫТАТЕЛЫ1ЫХ МАШИН ОСЕВОГО ЦИКЛИЧЕСКОГО НАГРУЖЕНИЯ И РОТОРОВ

Специальность 01.02.06 - Динамика, прочность машин,

приборов н аппаратуры

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени . кандидата технических наук

Орел - 1995г.

Работа выполнена в Орловском государственном техническом университете.

Научные руководители: доктор технических наук, профессор

B.П.Росляков кандидат технических наук, доцент

О.С.Степанов

/

Официальные оппоненты: доктор.технических наук, профессор

О.П.Смирнов доктор технических наук, профессор

C.Ф.Корндорф

Ведущее предприятие: АО "Орловский завод дорожных машин"

Зещита состоится " 4 _"___Ц.№ЛЯ__1995г., в 1к часо

на заседании диссертационного совета К 064.75.01 при Орловском государственном техническом университете по адресу: 302020, г.Орел, Наугорское шоссе, 29.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Орловского государственного технического унивеситета.

Автореферат разослан " 25" мая 1995г.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук

Е.Л.Алфеева

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность гены. Колебательным процессам, сопровождавшим роботу машин, уделяется все большее1 внимание как в связи с необходимостью предотвращения вредных последствий, вызываемых колебаниями во многих технологических, энергетических, транспортных машинах, так и в связи с целенаправленным использованием колебаний, в частности, в испытательных машинах осевого циклического нагрухения, получивших распространение в исследовательской практике при проведении усталостных испытаний и проверке надежности резьбовых соединения.

Известно, что вопросу повышения производительности испытательных машин придается немалое значение, т.к. для обоснования используемых в инженерных расчетах характеристик сопротивления уоталости в вероятностной интерпретации требуется большое количество экспериментальных данных. Частота ке возбуждения переменных нагрузок, характеризующая производительность испытаний, не может выбираться произвольно и определяется, главным образом, динамическими параметрами колебательной система испытательной машины, от выбора которых зависят и другие характеристики последней. Сложность возникающей задачи оптимизационного динамического синтеза состоит во взаимосвязанное™ этих характеристик: стремление удовлетворить требованиям одних критериев качества машины мокет оделать недостижимыми требования других. Состояние вопроса усугубляется тем, что к настоящему времени не создано достаточно простых и удгбных для практической реализации расчетных алгоритмов, позволяющих определить динамические параметры колебательной системы по задвнному циклу нагрукения образца и требуемым критериям качества. Задача их разработки является актуальной. Не менее вакннми представляются поиски неиспользованных резервов повышения производительности испытаний, ориентировании« на совершенствование структуры известных динамических схем машин и оптимизацию их параметров. Это направление исследования особенна актуально при проектировании испытательных машин для объектов малой статической жесткости, к которым относятся, в частности, масдотрубопроводнне соединения гидравлических приводов автотранспортник агрегатов, поскольку в этом случае использование серийно выпускаемого оборудования становится нерациональным из-за низкой частоты возбуждения.

В связи с несбходимосгьо уменьшения вредного влияния вибраций в машинах технологического или энергетического назначения,

в которых основным источником колебаний зачастую является роторы, приобретаю! также актуальность вопросы разработки и реализации частных методик анализа динамических процессов в роторных узлах е учетом конструктивных особенностей последних, включая задачи уравновешивания роторов на проектной стадии, методики расчета критических частот владения, разработку и обоснование соответствующих технических решений. Особув значимость имеют эти вопросы в применении к машинам для свивания стальных канатов, торцовый еоинхронным электродвигателям, шлифовальным станкам при обработке по методу бегущего контакта, т.к. потребность в инженерных методах расчета, доступных для широкого круга специалистов, в этих случаях велика, а соотвегспгвупдое задачи в научно-технической литературе либо не рассмотрены, либо их решения нукдавгея в методическом совершенствовании.

Цель настоящей работы - развитие расчетно-теорегкческих основ проектирования и повышение производительности испытательной машины для осевого циклического растякения-скатия образцов малой жесткости, разработка алгоритмов оптимизационного синтеза ее динамических параметров, совершенствование и разработка практических методов анализа колебаний в роторных узлах машин технологического и знергетического назначения, а также реализация разработанных методик при проведения исследований надежности резьбовых маслотрубопроводных соединений и резинометаллическнх роторных амортизаторов, разработка и обоснование соответствуй-щих технических реиений.

Этапы выполнения работы и основные ее задачи:

1. Изучение возмокности и отыскание способа повышения производительности испытательной иаиивы для осевого циклического рас-тянэния-скатия образцов малой жесткости, разработка, анализ и обоснование динамической схемы машины.

2. Теоретические исследования и разработка алгоритмов проектировочного расчета колебательной системы испытательной машины по заданному циклу нагрукения образца при оптимизации динамических параметров по требуемым критериям качества.

3. Разработка принципиальной схемы и конструкций основных узлов испытательной иапииы для проверки герметичност» иаслотру-бопроводнвх соединений в условиях циклического раогякения-ена-тия, а также разработка перспективной конструкции трубопроводного соединения с улучшенными показателями и проведение экспериментальных исследований.

Разработка методик расчета критических скоростей вращения жестких и податливых роторов машин технологического и энергетического назначения, а также методики расчетного определения и компенсации неуравновешенностей жесткого ротора, вызванных совокупностью технологических отверстий произвольной ориентации относительно оси вращения.

5. Теоретические исследования динамики роторного узла машины для свивания стальных канатов и разработка расчетного метода оценки нагрузки, воспринимаемой резинометаллическим амортизатором, а также разработка конструкций амортизатора с улучшенными эксплуатационными показателями и испытательного стенда, проведение экспериментальных исследований.

Методы^исспедований базируются на использовании теории механических колебаний и развитии аналитических методов расчета динамических систем с линейно-упругими связями.

Научная новизна работы состоит в следующем:

- предложен способ повышения производительности испытательной машины для осевого циклического растяжения-сжатия за счет введения в динамическую схему дополнительного упругого звена - пружина возбуждения;

- похазана высокая эффективность кинематического возбуждения колебаний в машине путем сообщения опоре пружины возбуждения циклического перемещения от исполнительного звена вибровозбудителя;

- разработаны методики динамического синтеза колебательной системы испытательной машины по заданному циклу нагружения образца « оптимизацией параметров системы по критериям эффективности возбуждения нагрузки и стабильности цикла нагружения;

- разработаны методики анализа свободных колебаний жесткого ротора дискообразной формы на упругоподагливых опорах и гибкого двухконсольного ротора на жестких опорах и получены соответствующие им уравнения частот в удобной для практического использования развернутой форме;

- разработана методика расчета критических "скоростей вращения жесткого ротора с упругозакрепленными массами на упруго-податливых опорах, а также методика анализа вынужденных колебаний маятника при его подвесе через линейно-упругий амортиза». тор на вращавшуюся цапфу ротора.

П£вктичеокая ценность работы заклпчается в следующем:

- создан опытный экземпляр испытательной машины для

исследования надежности маслотрубопроводных соединений в условия» вс.иметричного цикла осевого нагружения и при заполнении под давлением полости испытываемого образца минеральным наслои;

- разработаны алгоритмы проектировочного расчета колебательной системы, отличающиеся простотой и доступность», позволяющие реализовать требуемый цикл нагружения образца как в режиме работы машины, близком к резонансному, так и в режиме, удаленном от резонансного, на при полной стабилизации цикла нагружения;

- разработан алгоритм корректировки динамических параметров колебательной системы для случая переналадки испытательной мапинц на новую жесткость объекта испытаний;

- разработана методика расчетного-определения и компенсации неуравновешенностей'жесткого ротора, вызванных совокупностью технологических отверстий произвольной ориентации относительно оси вращения;

- разработан расчетный метод оценки нагрукенности резино-металлического амортизатора роторного узла канатной машины;

- создан испытательный стенд для проверки надежности рези-нометаллических амортизаторов осесимметричной формы;

- разработаны перспективные конструкции маслотрубопровод-ного соединения « зажимной тонкостенной втулкой и резинометал-лического амортизатора сборно-разборного типа.

Реализация результатов работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований, выполненных в диссертационной работе, в соответствии.с заключзнными договорами передани предприятиям г.Орла: АО "Орелдормашина" и АО ОСПАЗ.

Опытный образец испытательной машины осевого циклического нагружения используется в учебном процессе в ОрелИУ.

На поданную заявку на изобретение "Торцовая асинхронная электрическая машина" получено положительное заключение экспертизы.

Апробация работа. Основные результаты работы были обсуждены и одобрены на научно-технической конференции "Новые достижения науки и техники в технологии ивяиностроения" в Орловском филиале ВЗМИ, 1983 г.; на Всесоюзной научно-технической конференции "Современные методы и средства уравновешивания машин и приборов" (г.Вороиек, 1989 г.); на научно-технической конференции "Совершенствование конструирования и технологии производства приборов, машин, механизмов" в Орловском филиале МИП, 1990 г.; на Респуб-

иканекой научно-технической конференции "Проблемы повышения рочности й надежности элементов конструкций и приборов в мостостроении" ^г.Харьков, 1990 г.); на межрегиональном научно-тех-ическом семинаре "Проблемы совершенствования и внедрения новой ехнологии на предприятиях машиностроительной промышленности" г.Орел, 1990 г.); на международном научно-техническом семинаре Современные технологические и информационные процессы в машино-троении" (г.Орел, 1993 г.); на научно-технической конференции | Орловоком гоеударственном политехническом институте в 1994 г.

Публикации. Материалы работы отражены в 25 публикациях.

Нп_завдг^ выносятся:

- способ повышения производительности испытательных машин ¡ля »севого циклического расгяжения-схатия в случае малой жесг-:ости объекта испытаний,

- динамическая схема испытательной мааины, содержащая до-юлнительное упругое звено - пруяину возбуждения, используемое 1ля возбуждения колебаний в машине кинематическим способом,

- методики и алгоритмы динамического синтеза колебательной ¡истемы машины по заданному циклу нагружения образца о оптими-5вцией параметров по критериям эффективности возбуждения «грузки и стабильности цикла нагружения,

- методики анализа свободных колебаний и расчета критических скоростей роторов технологических машин и торцового электродвигателя,

. - расчетный метод оценки нагрузки, воспринимаемой резино-металлическим амортизатором роторного узла канатной машины.

Ст£^ктща_и объем_д;1ссе[этации. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы ( 125 наименований) и приложений.

Основной текст содержит 1$6 страниц, в том числе машинописных, 42 рисунка , I таблицу.

Приложения содеркат ЗЬ страниц, 4 рисунка , 8 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, определена цель, и поставлены основные задачи диссертации, дана краткая характеристика работы, включающая научную новизну, практическуо ценность, основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе приведены сведения о состоянии развития и

технических приложениях инженерных методов расчета динамических систем с линейно-упругими связями применительно к испытательным машинам осевого циклического нагружения; сделан аналитический обзор исследовании в указанной области; дана краткая техничев-кая характеристика силовых и динамических схем испытательных машин по литературным источникам.

Накопленный опыт проектирования, исследования и эксплуатации испытательных машин привел к необходимости разработки единых критериев качества, позволяющих оценивать динамические свойства машин независимо от их конструктивных особенностей, а также определить пути оптимизации этих свойств и параметров динамических схем.

В практике экспериментальных исследований получили распространение машины с эластичным косвенным возбуждением, т.к. они обеспечиваог высокую эффективность нагружения образца, рак ботая в режиме частот, близком к резонансному. Однако производительность испытаний в этих машинах ниже, чем в машинах с прямым возбуждением, из-за меньшего значения основной частоты свободных колебаний. В этих машинах возможна полная стабилизация цикла нагружения при работе в йерезонансном режиме за счет выбора динамических параметров, удовлетворявших известным условиям:

- СзСь-ЮгсОЧСэ+О,) .-¿у Сэ-С* * ф1<Сь-т,'001) ' Щ'(С3+С<) > <»'

где , С^ - иеоткооти пружин статического и динамического нагружения соответственно, /77, - масса осциллятора, сО -частота возбуждения.

Условия (I) показывают, что производительность испытаний в этом режиме невысока.

Задача повышения производительности испытательных машин о эластичным косвенным возбуждением является актуальной и особенно в случае образцов малой жесткости, в частности, при испыта- • ниях маслотрубопроводных соединений. *

В связи с необходимостью решения этой задачи проведены соответствующие теоретические исслгдования, изложенные во второй главе.

Вторая глава посвящена разлитию теоретической базы проектирования испытательных машин осевого циклического нагружения.

На рис. I представлена динамическая схема, предложенная

С;

Ш,

Хз

ш

с*

V.

/

^ I

Рис. I. Динамическая схема кинематически возбуждаемой испытательной машины осевого циклического нагружения

Рис.2. Упрощенная динамическая схема испытательной машины для исследования надежнооги маслотрубопроводных соединений

нами в качестве альтернативной к известной схеме машин с эластичным косвенным возбуждением. Ее особенностью является дополнительное упругое звено ( С$- ), опора которого получает циклическое перемещение от приводного механизма по закону:

x(é)=a-binu)6, (2)

где GL - амплитуда возмущающего перемещения.

В результате анализа вынужденных колебаний системы найдены выражения для перемещений движущихся масс и усилий упругих элементов. Получено аналитическое выражение для коэффициента динамического усиления манины (К), равного отношению усилия образца р01 к усилию пружины возбуждения PoS- : f(= В*/Я<г > который представлен в виде: К** > О)

где

С* , = с*__00

Л< Pos cf-m^ ' д2 pt4 С* +C¿-m¿cü¿

- 1-й и 2-й коэффициенты усиления. Poi, - усилие в пружине жесткость» Ск ; С* и С* - динамические жесткости последовательно соединенных, соответственно, образца о динамометром и пружины С* с нагружаемой системой, вклвчая пружину С3 .

Для расчета собственных частот, в предположении малости массы /Т7з , предложена формула:

* 2 ,¿_C^Cs- , 2_ . сС

/я, > /772 > L ~ т?тг ' (6)

Найдено выражение для относительной деформации нагружаемой системы, которое представлено в виде:

где оУ/cOf - коэффициент отстройки от резонанса.

В результате выполненных преобразований исходных аналитических выражений получены расчетные зависимости к выбору динамических параметров колебательной системы по критерию эффективности возбуждения нагрузки - для работы машины в околорезонансном

режиме, а также по критерию стабильности цикла нагружения -для работы в нерезонансном режиме. В обоих случаях проектирование колебательной системы ведется по заданному циклу нагружения образца и величинам динамических коэффициентов усиления и /(<> , для выбора которых установлены границы значений, при этом учитывается величина предельной динамической ошибки С Л Ю измерения нагрузки. Разработаны соответствующие алгоритмы проектировочного расчета.

Установлено, что полная стабилизация цикла нагружения образца для предложенной динамической схемы обеспечивается при выборе параметров системы, удовлетворяющих условию:

а?* (8)

\ л с,+с.,. ' »

т< \ * с3+ск

Причем частота возбуждения должна расчитывагьоя по формуле:

ЧНШ^ЪЧУ+г*', С5)

где

-гг. С3+С4

Сравнение (8) и (I) показывает, что-производительность испытательной машины, спроектированной по охеме,'представленной на рио. I, выше, чем машины с эластичным косвенным возбужденней.

Отмечено, что коэффициент динамического усиления машины иокег выбираться по условию / А /-»- со , что обеспечивает практически полнув разгрузку механизма возбуждения. Получены соответствующие расчетные зависимости для динамических параметров системы.

Разработана методика корректировки значений параметров колебательной системы на случай замены объекта испытаний э процессе эксплуатации машины. Корректировка выполняется за счет определения новых значений масс /П1 и и амплитуды

возмущающего перемещения ( & ) поале предварительного определения параметра ¿1— 171г//П( путем решения трансцендентного уравнения:

В этой главе произведено также уточнение динамической модели в связи с использованием для возбуждения система исполнительного механизма рычажно-рессорного типа (рис. 2). Реализация этой схемы осуществлена в опытном образце испытательной машйны для исследования надежности резьбовых маслотрубопровод-ных соединений.

Анализ свободных и вынужденных колебаний системы проведен с учетом распределенной массы рессоры, несущей сосредоточенную массу /77, , и распределенной массы пружины динамического нагру-жения. Использовался метод гармонических коэффициентов влияния. Уравнение частот представлено в развернутом виде, удобном для его решения. Получены аналитические выражения усилий во всех элементах колебательной системы, необходимые для их конструктивного расчета, а также выражение для динамического коэффициента усиления машины ( Кцин. ), характеризующего эффективность возбуждения нагрузки в системе с общей жесткостью Сд (см. рис. 2). В случае малой массы пружины жесткостью С^ , т.е. при , формула для к$ин. имеет вид:

Зависимость между К^ин. и коэффициентом J( , характеризую®« эффективность нагружения образце и последовательно соединенного с ним динамометра, выражается формулой:

• т,

В третьей главе рассмотрены вопросы технической реализации предложений, касающихся синтеза колебательной системы испытательной машины для исследования надежности резьбовых маолотру-бопроводных соединений гидропривода автотранспортных агрегатов. Дана краткая характеристика типов маслотрубопроводных соединений и условий их работы по материалам литературных источников и патентам зарубежных стран. Дано описание конструкций типового соединения с врезным кольцом, используемого в системах гидропривода автогрейдеров, и предложенного нами в ходе исследований соединения о зажимной тонкостенной втулкой, обладающего •рядом достоинств, которым дано обоснование. Приведены краткие сведения об испытательном оборудовании для трубопроводов и их соединений по литературным источникам. Отмечается, что использование серийного оборудования, выпускаемого промышленностью, -

для намеченных.испытаний трубопроводных соединений на надежность по герметичности в динамическом режиме не представляется целесообразным по техническим и экономическим соображениям, в связи о чем разработан проект и изготовлен опытный образец машины, на котором проведены соответствующие испытания. В основу проектирования мавины положена методика расчета динамических параметров колебательной системы по заданному циклу нагружения образца с оптимизацией по критерию эффективности возбуждения нагрузки - для реализации околорезонансного режима ее работы.

Двно описание кинематической схемы предложенной конструкции вибровозбудителя и обоснован закон движения его исполнитель-

от приводного механизма. Последний представляет собой вращавшийся шкив, имеющий наклонную к его оси цапфу, на которой базируется париковый подшипник, наружное кольцо которого охвачено конусной обоймой» сообщающей качательное движение закрепленному на неподвижной оси рычагу-коромыслу, от которого, в свои очередь, движение получает рессора, несущая оарнирно присоединенную к ней массу (см. рис. 2). Конструкция вибровозбудителя отличается простотой, компактностью и малой мате-риалоемкостьп. Опыт эксплуатации подтвердил ее надежность при частоте возбуждения до 50 Гц.

В четвертой главе рассмотрены вопросы разработки и реализации инженерных методов расчета колебаний роторов машин технологического назначения, а также ротора торцового электродвигателя в связи о его конструктивными особенностями.

Предложен расчетный метод уравновешивания жесткого ротора, имеющего технологические отверстия, произвольно ориентированные относительно его оси вращения. Разработан алгоритм, позволяющий компенсировать результирующий дисбаланс, вызванный совокупностью отверстий, на стадии проектирования ротора, что улучшает условия его обработки и облегчает процесс динамической балансировки.

Разработана методика расчета критических окороотей вращения жесткого ротора на двух упругоподатливых опорах, на каждой из двух консолей которого размещено по одной упругозакреплеи-ной массе, что имеет место в роторных системах машин для свивания стальных канатов. Уравнение критических частот получено

в развернутом виде, удобном для его решения. В наиболее простом (симметричном) случае оно распадается на два независимых уравнения:

где С и Са - жесткости опор и амортизаторов присоединенных масс соответственно; Щ - присоединенная масса; М - массе ротора; у,1-Ю/М ; 3% и Зц - осевой и экваториальный моменты инерции масс роторе; X - расстояние от центра масс ротора до каждой из присоединенных масс: 2-Л - расстояние между опорами.

Решена задача о свободных колебаниях жесткого ротора дискообразной формы на двух упругойодагливых опорах. Уравнение частот свободных колебаний представлено в виде двух уравнений:

^Ц^-О'-АЧ, («О

где о2- . р_ -у.- -¡71_

к т¿.с,'С;> ¿Ъ'Сг > Щ

О. , б - расствяния от центра масс ротора до его опорных сечений, -С - расстояние между опорами; С1 , С^ - коэффициенты жесткости опор; № - масса ротора; 3% * Зк ~ о°евой и экваториальный моменты инерции масс ротора; р - искомая частота свободных колебаний; и)% - частоте вращения ротора.

Для собственных чаотот каждого из уравнений (18) и (19) получена формы колебаний. Значения критических частот ротора получается из (18) и (19) при Рассмотрены возможные

частице случаи.

Разработаны методики расчета критических скоростей вращенк двухеонсольных гибких роторов для двух практически ванных

¡лучаев:

[) Вал на двух упругоподатливых опорах, на каждой из консолей

которого размещено по одной точечной массе, г) Нал на двух.жестких опорах, на одной из консолей которого размещен диск, а на другой - точечная масса. В первом случае уравнение частот имеет вид:

в, (И Т(ка) В/К) Т(кс$

Ф(Ш АМ)

±

о

_ сге~

УСН) ± (№3

ЛЮ тЩ)

(КЩ Щ

М&й

(и?

О

(20)

да г = -=-=■ Ч ЕЗ

~ г Р3

г = - безразмерные коэффициенты жест-

г с3

ости опор} £3 - жесткость сечения вала при изгибе; -состояние мекду опорами; О. > В - длины консолей о масса-и (771 и /772 соответственно; ^

+^1-5 (кф ; (¿чД

*71 -интенсивность распределенной массы {П7~сопъЬ ); 5 , Т • ¿1 » - функции А.Н.Крылова.

Критические скорости вращения совпадает с собственными аототами, определяемыми реаением уравнения (20).

Во втором олучае масса вала предполагается малой в срав-ении с массой диска и точечной массой.

Уравнения частот получены в следующем виде:

НиФ&Ъ^У+ЮгМя+К-М^Р^-Ъ =0 , (¿1)

де . 0

^Ш'+гсф]; с^-^у;

О. - длина консоли со стороны диска, $ - длина второй консоли, - расстояние между опорами; - масса диска; /77г -точечная масса, сосредоточенная на второй консоли; 7% , -осевой и экваториальный моменты инерции масс диска; р - круговая частота свободных колебаний ротора; сО% - частота вращения; Е3 - жесткость сечения вала при изгибе.

Частотам, определяемым из (21) при знаке (-) перед 7% • соответствует прямое обращение изогнутой оси вала вокруг оси подшипников, а при знаке (+) - обратное обращение. Получены аналитические выражения для определения форм колебаний, соответствующих собственным частотам. Критические частоты вращения ротора определяются из уравнений (21) при сО^/р^.

В пятой главе приведены основные результаты экспериментальных исследований надежности маслотрубопроводных соединений гидравлических систем автогрейдеров и резинометаллических амортизаторов канатных машин, а также альтернативных конструкций, предложенных нами в ходе исследований. Приведены теоретические обоснования выбранных методик исследования и использованных расчетных зависимостей. Дано описание конструкции стенде для статических испытаний трубопроводных соединений и соответствующей методики, {¿оказано, что жесткость испытываемого образца в основной определяется жесткостью трубопроводного соединения. Жесткость предложенного соединения с зажимной втулкой оказалась меньше жесткости типового соединения о врезным кольцом на 12*. Приведено описание испытаний указанных соединений на герметичность в динамическом режиме. Испытания подтвердили надежность предложенной конструкции,

С целью обоснования выбранной методики испытаний резинометаллических амортизаторов разработан расчетный метод оценки рабочей нагрузки, воспринимаемой амортизатором в канатной машине* Показано, что основным источником нагружения амортизатора является биение опорной вейки ротора, на которую через амортизатор опирается каретка-маятник, несущая катушку с

проволокой. Получены дифференциальные уравнения движения каретки и найдено их реиекие. Найдены аналитические выражения горизонтальной ( F},x ) и вертикальной ( ¡Ьу ) составляющих нагрузки амортизатора: «

где ¿с - радиус инерции распределенных масс каретки относительно ее центральной оси, /?7 - масса каретки, - ускорение свободного падения, и) - угловая скорость вращения ротора,

С - эксцентриситет опорной шейки ротора, ста-

тическая деформация амортизатора, С - яго коэффициент жесткости, CL - длина маятника.

Анализ формул (22) и (23) показывает, что при определенных соотношениях попаметров динамической системы усилия Fax » Fay могут достигать опасных значений. Получены расчетные формулы для критических окоростей вревдния ротора. Результаты решения этой задачи чослужили основанием для разработки конструкции испытательного стенда, в котором воспроизведены условия нагру-жения амортизатора за счет биения опорной шейки ротора. Приведено описание принципиальной схемы стенда, а также конструкций амортизаторов: типового и альтернативного, предложенного нами в ходе исследований.

Приведены результаты экспериментальной проверки надежности амортизаторов в динамическом режиме испытаний на стенде, а также сведения о производственных испытаниях партии амлртизаторов новой конструкции. Стендовые и производственные испытания показали высокую эффективность предложенного конструктивного решения: долговечность работы амортизаторов возросла не менее чем вдвое.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

I. Предложен способ повышения производительности испытаний i эффективности возбуждения нагрузки в машинах для осевого диклического растяжения-сжатия за счет введения в динамическую ¡хему машины дополнительного упругого звена - пружины возбуж-(ения, опора которой получает циклическое перемещение от положительного звена вибровозбудителя.

2. Разработаны расчетно-теоретические основы проектирования колебательной системы испытательной машины по заданному циклу нагружения образца и требуемым критериям качества. Показано, что предложенная динамическая схема позволяет вести проектирование в двух вариантах:

- выбор динамических параметров производится по критерии эффективности возбуждения нагрузки с целью реализации околорезонансного режима работы (резонанснвя машина),

- выбор динамических параметров подчинен критерию полной стабилизации цикла нагружения, что приводит к реализации не-реэонаноного режима работы машины.

В известных машинах с эластичным косвенным возбуждением осуществление второго варианта нерационально из-за низкой производительности испытаний, в особенности в случае образца йалой жесткости.

3.- Разработаны алгоритмы проектировочного расчета и корректировки динамических параметров колебательной системы, отличавшиеся доступностью и простотой реализации.

Создан опытный экзенпляр испытательной машины для исследования надежности масдотрубопроводных соединений и предложена перспективная конструкция трубопроводного соединения с зажимной тонкостенной втулкой, обладающая улучшенными показателями.

5. Разработаны методики анализа свободных колебаний роторов, отличающиеся простотой реализации и завершенностью. Получены уравнения частот, исследованы формы колебаний, указаны критические режимы.

6. Разработаны методики: расчета критических скоростей жесткого ротора на упругоподатливых опорах с упругозакреплен-ными массами и анализа вынужденных колебаний маятника при его подвесе через линейно-упругий амортизатор на вращающуюся цапфу ротора применительно к машине для свивания стальных канатов, которые позволяют избежать опасных режимов работы машины и оценить иагруженность амортизаторов и шарикоподшипников роторного узла.

7. Предложена методика расчетного определения и компенсации неуравновепенностей жесткого ротора, вызванных совокупностью технологических отверстий произвольной ориентации, которая дает йозмокность решить задачу уравновешивания ротора на стадии проектирования, что, в свою очередь, способствует

повышении качества технологической обработки детали и облегчает процесо окончательной динамической балансировки.

8. Разработана и испытана перспективная конструкция сборно-разборного резинометаллического амортизатора, отличающаяся улучшенными эксплуатационными показателями, а также создан испытательный стенд для проверки надежности амортизаторов осе-симметричной формы.

В приложениях приведены: охеми алгоритмов проектирования и результаты контрольных расчетов колебательной системы испытательной машины для осевого циклического растяжения-сжатия, результаты статических испытаний образцов мвслотрубопроводных соединений и резмнометаллических амортизаторов, обоснования методик и результаты экспериментального определения параметров роторного узла канатной машины.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих ¿работах:

1. Кобяков ЕЛ. К вопросу оценки качества и повышения надежности трубопроводных соединений// Новые достижения науки и техники в технологии машиностроения: Тез. докл. науч.-техн. конф. -Орел: НТО Машпром, Орловский филиал, 1983. -С.123-121».

2. Кобяков Е.Т. К вопросу определения уоилий и перемещений в элементах стержневых систем// Изв. ВУЗов, Строительство и архитектура. -1979. ->'7. -С.39-43.

3. Кобяков Е.Т. Установка для исследований поперечных колебаний стержней// Науч.-техн. отчет по теме ОФГ-Ю, 5ЯР 78083523. -Орел: ОФ ВЗМ1., 1981. -6с.

4. Кобяков Е.Т. Применение метода начальных параметров к исследованию колебаний балки при кинематическом возмущении// Науч.-техн. отчет по теме ОФГ-Ю, *ГР 78083523. -Орел: ОФ ВЗМИ, 1981. -8с.

5. Исследование и совершенствование конструкции и технологии производства автогрейдеров. Раздел I. Исследование и разработка виброзащитной системы на рабочем месте водителя автогрейдера и исследование соединений трубопроводов с целью повышения их надежности// Науч.-техн. отчет по теме 0ф-100, № 01828043766. Рук. д.т.н., проф. Росляков В.П. -Орел: 0$ ВЗМИ, 1985. -С.15-22, 27-31.

6. Кобяков Е.Т. К определению основной частоты свободных колебаний стержней о присоединенными массами// Технология, динамика и конструирование приборов и машин: Сб. науч. тр. -Орел: 0$ МИ1Г, 1992. -С.56-61.

7. Кобяков Е.Т'. К проектирование резонансной испытательной машины для циклического растяжения-сжатия// Сб. науч. тр. Т 5. -Орел: ОрелШИ, 1994. -С.116-122.

8. Кобяков Е.Т., Степанов Ю.С., Афонасьев Б.И., Пикулин В.А. Методика расчета дисбаланса и балансировки сборных роторов машин для производства мегаллокорде. -Орел: ЦНТИ, 1989. ~4с. -(Информ. листок №45-89).

9. Исследование и разработка резинометаллического амортизатора и балансировочного устройства роторных узлов машины ЪУ-Z/t Науч.-техн. отчет по теме 0Ф-П5/3: № 01870063164. Рук. д.т.н., проф. Росляков В.П. -Промеж, отчет. -С.39-51. Закл. отчет.

-С.50-62. -Орел: ОФ МИП, 1988.

10. Степанов Ю.С., Афонасьев Б.И., Кобяков Е.Г., Сутормин В.И. Балансировка роторов металяокордовых машин// Современные методы и средство уравновешивания машин и приборов: Тез. докл. Всесоюзной науч.-техн. конф. 21-23 июня (г.Воронеж). -М.: ЦП ВНГО им. С.И.Вавилова, 1989.

11. Степанов Ю.С., Кобяков Е.Т. Влияние геометрии роторов на их неуравновешенность при шлифовании на соизмеримых скоростях// Исоледования в области инструментального производства и обработки металлов резанием. -Тула: ТулПИ, 1990. -С.93-98.

12. Степанов Ю.С., Афонаоьев Б.И., Кобяков Е.Т. Осциллирующее шлифование// Научные достижения и опыт отраслей машиностроения - народному хозяйотву. Проблемы повышения прочности и надежности элементов конструкций и приборов в машиностроении: Тез. докл. республ. науч.-техн. конф. -Харьков: ВНГО Машиностроителей, 1990. -СЛ22.

13. Кобяков ЕЛ., Степанов B.C. К вопросу балансировки роторов на стадии проектирования// Совершенотвоваиие конструирования и технологии производства приборов, машин, механизмов: Матер, науч.-техн. конф. -Орел: 0$ МИП, 1990. -СЛ31-Ш.

Ii». Степанов Ю.С., Кобяков Е.Т., Афонасьев Б.И. Динамика, процесса осциллирующего илифования// Проблемы совершенствования и внедрения новой технологии на предприятиях машиностроительной промышленности: Матер, межрегион, науч.-техн. семинара. Под ред. В.С.Степанова. -Орел: ОП НТО Маипром. -1990. -С.32-34.

15. Росляков В.П., Пономарев А.И., Кобяков Е.Т. К определении критических скоростей враиения жесткого ротора с упруго- ■ присоединенными иассвми// Совершенствование конструирования и технологий производства машин, приборов, механизмов: Матер.

науч.-техн. коиф. -Орел: 0$ МИЛ, 1990. -СЛ20-126.

16. Кобяков Е.Т., Степанов B.C., Алексеев В.В. Стенд для исследования надедности. резинометалличеоких амортизаторов. -Орел: ЦИГИ, 1990. -Зс. -(Информ. листок Н8-90).

17. Кобяков Е.Т., Квятковскии О.И., Шуев й.С. Методике экспериментольного определения»тел и плоских сечений методом колебаний. -Орел: ЦНТИ, 1993. -Зс. -(Информ. листок И2-93).

18. Разработка диагностики, технологии ремонта и балансировки роторов канатных машин для скручивания металлокорда из стальной проволоки. Разделы I, 2// Науч.-техи. отчет по теме 0MI5/I, 2: М? 01870063164. Рук. к.т.н. Степанов B.C. -Орел: ОФ МИП, 3989. -93о.

19. Разработка технологии балансировки и изготовления роторных узлов канатозыощей машины SRK-3 и амортизаторов для машины.2)К-2 с характеристиками, близкими к фирменным// Науч.-техн. отчет по теме 0?-130/3: продола, темы ОФ—115: №ГР 01870063Ш. Рук. темы - к.т.н., доц. Степанов Ю.С.; рук. раздела - д.т.н., проф. Росляков В.П. -Орел: ОФ МИП, 1990.

-С.52-77.

20. Степанов Ю.С., Кобяков Е.Т., Алексеев В.В. О влиянии податливооти опор на критические частоты вращения шпинделя влифовального станка при шлифовании с бегущим контактом// Современные технологические и информационные процессы в машиностроении: Матер, неадународного семинара. -Орел: ОрелГПИ, 1993. -C.I08-II6.

21. Степанов Ю.С., Кобяков Е.Т., Алвксеев В.В, Метод оценки неуравновешенности абразивного инструмента при шлифовании с бегущим контактом// Исследования в области инструментального производства и обработки металлов резанием: Сб. науч. тр. -Тула: ТулГТУ, 1993. -£.107-113.

22. Загрядцкий В.И., Кобяков Е.Т. К создании силового торцового асинхронного электродвигателя с малой аксиальной длиной// Современные технологические и информационные процессы в машиностроении: Натер, международного семинара. -Орел: ОрелГОИ, 1993. -С.127-132.

23. Загрядцкий В.И., Кобяков Е.Т. К расчету критических скоростей вращения ротора торцового асинхронного электродвигателя// Сб. науч. тр. т5. -Орел: ОрелШ, I991». -C.I05-II5.

24. Загрядцкий В.И., Кобяков Е.Т. К анализу вынужденных колебаний ротора торцового асинхронного эдектродвигатеяя// Сб. науч. тр. т.5. -Орел: ОрелГПИ, 1994. -С.97-102».

25. Кобяков Е.Т. О формировании уравнения чаетот двухк»-сольного ротора на жестких опорах// Tea. докд. науч.-техн. конф. 18-22 апреля. -Орел: ОрелШИ, 1994. -С.34.

Личный вклад диссертанта в работы, выполенные в соавторотве:

- предложена методики расчетного определния и компенсации дисбалансов, вызванных технологическими отверстиями и другими факторами, на стадии проектирования роторных узлов /8, 10—18/;

- разработана методика расчета критических скоростей вращения жесткого ротора с упругозакрепленными массами /15/;

- предложена конструкция испытательного стенда для амортизаторов и изготовлены рабочие чертежи /16/t

- разработана методика экспериментального определения моментов инерции тел и плоских сечений методой колебаний на сдвоенном бифилярнои подвесе и выполнены необходимые исследования /17, 19, 21/;

- разработана-методика расчета собственных частот вала на упругоподатливых опорах при наличии присоединенных масс и о учетом его распределенной массы /2СУ',

- предложен ряд конструктивных решений при разработке проекта торцового асинхронного электродвигателя и разработаны методики расчета колебаний ротора /22^2V.

Отпечатано- в отделе КМР Орловского областного комитета государственной статистики 8аказ № 91 Тирая 100

Подписано к печати 24,05.95, формат 60 х 84 I/I6