автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Разработка управляемой виброгасящей системы для подвесок судовых двигателей

Жаров Алексей Валерьевич

РАЗРАБОТКАУПРАВЛЯЕМОЙ ВИБРОГАСЯЩЕЙ СИСТЕМЫ ДЛЯ ПОДВЕСОК СУДОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Специальность 05.08.05 - Судовые энергетические установки (главные и вспомогательные) и их элементы.

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Новосибирск - 2005

Работа выполнена в Новосибирской государственной академии водного транспорта.

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Глушков Сергей Павлович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Зуев Анатолий Кузьмич; кандидат технических наук, доцент Бурков Сергей Николаевич.

Ведущая организация - ОАО «Новосибирский речной порт».

Зашита состоится "28" апреля 2005 года в часов на заседании диссертационного совета Д 223.008.01 при Новосибирской государственной академии водного транспорта по адресу:630099, г. Новосибирск, ул. Щетинкина, 33, НГАВТ (тел/факс 22-49-76, E-mail: ngavt@ngs.ru).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке НГАВТ.

Автореферат разослан "28" марта 2005 года.

Учёный секретарь диссертационного совета

Тонышев В. Ф.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Одним из наиболее негативных факторов, влияющих на работу современных машин и механизмов, является вибрация. Вредное действие вибраций распространяется на соседние с источником колебаний объекты, вызывая преждевременный износ их узлов и деталей, что часто является причиной возникновения аварий. Особо остро проблема виброзащиты стоит на судне, где действию вибрации может быть подвержен любой механизм, корпусная конструкция, навигационные приборы, и, что особенно важно, человек. Этим во многом объясняется большое разнообразие средств виброзащиты, разработанных (используемых) на сегодняшний день. Вместе с тем, следует отметить, что большое количество используемых в настоящий момент традиционных пассивных виброзащитных устройств (различного рода амортизаторы, содержащие стальные и резиновые упругие элементы, пассивные динамические гасители колебаний и т.д.) не отвечают современным требованиям к снижению вибраций. Таким образом, на сегодняшний день сложилась тенденция к замене чисто пассивных виброзащитных устройств активными и полуактивными, использующими энергию внешнего источника. Одним из наиболее перспективных направлений в виброзащите является применение управляемых динамических виброгасителей. Данный тип устройств объединяет в себе достоинства как пассивных, так и активных устройств и позволяет добиться качественного виброгашения в широком диапазоне частот.

В связи с вышеизложенным, создание и исследование виброзащитных систем на базе управляемых динамических гасителей колебаний является современной и актуальной задачей.

Цель работы. Основной целью данной работы являлось создание новой, более простой и надёжной виброзащитной системы (по сравнению с используемыми) на базе управляемого динамического виброгасителя, а также разработка методики её расчёта.

Задачи исследования:

- разработать математическую модель для выбранного динамического гасителя колебаний;

- на основе математической модели разработать структурную схему данного устройства и, используя методы теории автоматического управления, определить динамические характеристики системы с виброгасителем;

- провести исследование способов управления частотной настройкой управляемых динамических гасителей колебаний,

- вывести закон регулирования частотной настройкой управляемого динамического гасителя колебаний;

- разработать регулятор частотной настройки для управляемого динамического гасителя колебаний;

- экспериментально исследовать работоспособность и эффективность разработанного устройства.

Научная новизна.

Научную новизну представляют:

1. Конструкция виброзащитной системы на основе управляемого динамического гасителя колебаний, содержащая несущий упругий элемент в виде винтовой пружины, установленной между основаниями, и динамический гаситель в виде инерционной массы, связанной с основаниями пружинами, установленными соосно несущей.

2. Методика расчёта параметров виброзащитной системы предложенной конструкции.

3. Способ частотной подстройки динамических гасителей колебаний обеспечивающий постоянство частотной настройки последнего.

Практическая ценность работы. Разработанная конструкция виброзащитной системы может быть использована для снижения вибраций в различных областях промышленности и, в частности, на судах. Предложена методика расчёта параметров виброзащитной системы на базе управляемых динамических гасителей колебаний, учитывающая динамические режимы системы. Разработанный способ частотной настройки динамического гасителя колебаний может применяться при проектировании иных виброзащитных систем.

Реализация результатов работы. Разработанная виброзащитная система принята к внедрению в Новосибирском речном порту. Отдельные результаты теоретических исследований используются в учебном процессе НГАВТа.

На защиту выносится:

1. Конструкция виброгасящей подвески на базе управляемого динамического гасителя колебаний, обеспечивающая качественное виброгашение в широком диапазоне частот.

2. Методика расчёта параметров динамического гасителя колебаний предложенной конструкции, учитывающая динамические режимы работы системы.

3. Способ частотной подстройки динамического гасителя колебаний, основанный на синхронном изменении обеих жесткостей подвески гасителя и обеспечивающий постоянство частотной настройки последнего.

Апробацияработы. Основные положения и результаты исследований докладывались и обсуждались на научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава НГАВТа. На региональных совещаниях и конференциях.

Личный вклад. Постановка задач, способ их решения и основные научные результаты принадлежат лично автору. Разработка конструкции виб-рогасящего механизма, экспериментальные исследования и обработка вибрационных характеристик выполнены совместно с сотрудниками специализированных лаборатории при непосредственном участии автора.

Публикации. По результатам выполненных исследований опубликовано пять работ.

Объёмработы. Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка используемой литературы и приложений. Вышеупомянутые разделы занимают 147 страниц машинописного текста с 61 иллюстрацией. Список литературы содержит 72 наименования.

И. СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность разработки виброзащитных систем и приведены аргументы, показывающие необходимость совершенствования виброгасящих подвесок судовых двигателей. Отмечена перспективность использования виброгасящих систем на базе динамических гасителей колебаний (далее ДГК).

В первой главе приведён анализ публикаций по вопросам возникновения вибрации на судах и по способам борьбы с вредным воздействием вибрации. Исследования показали, что одним из наиболее перспективных направлений в области виброзащиты является применение активных и полуактивных виброзащитных устройств и, особенно, управляемых виброгаси-телй. Проведённый патентный поиск позволил определить одну из оптимальных схем динамических гасителей, на базе которого возможно построение виброгасящей системы.

Исходя из выбранного метода виброзащиты, поставлены задачи настоящего исследования.

Во второй главе разработана математическая модель механической части динамического гасителя колебаний и разработана методика определения его параметров. Конструктивно, предложенное виброгасящее устройство представляет собой несущий упругий элемент в виде винтовой пружины, установленной между основаниями, и динамический гаситель в виде инерционной массы, связанной с основаниями пружинами, установленными соосно несущей. Такая установка инерционных масс гасителя позволяет

5

при стабильных рабочих частотах полностью защитить основание от действия вибрирующего объекта за счёт полной компенсации периодических сил и моментов, передаваемых несущими упругими элементами, силами и моментами противоположного направления от инерционных масс, колеблющихся в противофазе.

На основании физической схемы выбранного виброзащитного устройства предложена его расчётная схема, представленная на рис. 1.

а ■ <

Рис. 1 Расчётная схема системы с ДГК

На рисунке С0 — жёсткость пружины подвески основной системы, С,,С2 — жёсткость основной и добавочной пружин гасителя,

— коэффициенты демпфирования; — массы твёрдого тела основной системы и динамического гасителя соответственно. Основная система совершает прямолинейные колебания под действием гармонической

внешней силы с амплитудой ^ — и частотой о; ,Х0 (/) - перемещение основного твёрдого тела, — перемещение гасителя.

За обобщённые координаты приняты смещения масс и ^ , отсчитываемые от положений статического равновесия вниз, что позволило исключить силы тяжести грузов из уравнений.

Дифференциальные уравнения, описывающие вынужденные колебания вибрирующей машины, запишутся в виде:

1т0х0 + (С0 4- С, )х0 ~С1х1+(Ио + Л, )х0 - А,*, = F 5/лсо I — С,х0 +(С, + С2)х, +(¿1 =0*

6

а в комплексном представлении:

кг. + (С0 + С, )г0 -С,г,+ (й0 + Л,>0 - V, =

[и,г, -С,*0 +(С, +С2)г, + (/г, + -^¿0=0. (2)

где

Методика определения амплитуд колебаний объекта защиты и динамического гасителя колебаний широко представлена в научной литературе.

Используя её, запишем уравнения для определения амплитуд колебаний А^ и А1 для защищаемого объекта и динамического гасителя соответственно.

1ЛИ А2+¿в'

где

А =

В = -\

(3)

(4)

// = /И, //И0 — отношение масс гасителя и основной системы; О1 = СО\ ¡СОц — настройка гасителя;

С0+С,

I

собственная частота основной системы без гасителя;

С.+С2

ная частота гасителя,

/и,

О = <у/й>0 — безразмерная частота возбуждения; - без -

размерные коэффициенты вязкого трения;

Л^ир =2/Я0«У0; = 2/И]<У[.—безразмерные коэффициенты критического демпфирования;

с,

Л =

— 1

тйщ

7

Ад = А^! А$с, А1 = А11 АдС — безразмерные амплитуды колебаний основной системы и гасителя соответственно;

Аос — Р0/С0 — условно-статический прогиб системы. Проведённые исследования показывают, что только трение в пружине С, гасителя оказывает существенное влияние на амплитудно-частотную характеристику системы. Параметры qQ и будут на порядок меньше чем

д1, и, следовательно, в первом приближении ими можно пренебречь. Учитывая выше сказанное, выражение (3) можно записать в упрощенном, виде:

(5)

Резонансные кривые для приведены на рис. 2.

при и различных

Рис. 2 Резонансные кривые для основной системы при

1-Л =0;2-д|=0,5;3-д,=0,2;4-д, = »

Кривые 1 и 4 с неограниченной амплитудой колебаний соответствуют случаю, когда рассеяние энергии в вязком демпфере не происходит. Следовательно, при определённой настройке динамического гасителя и между

значениями ^ = 0 и ^ —^ оо имеет место такая величина трения, при которой произведение силы вязкого сопротивления на амплитуду гасителя будет наибольшим, а резонансная амплитуда основной системы получит наименьшее значение.

По существующим методикам была определена искомая настройка гасителя при которой амплитуда резонансных пиков имеет наименьшее значение и построена экспериментальная кривая, соответствующая оптимальной (с точки зрения минимальности амплитуд резонансных пиков)

величине д1 при различных ¡Л и оптимальной настройке гасителя (рис. 3).

0,20 0,15 //0,10

0,00

г .С 1

I К

"ТТ ! 1 И

I ! \ --•

— г I

-

>

V 1 "'

1 --- —-

------ — — - --

• — — 1--- —

__ 1 : ; —

0,05

0,1

Ч\

0,15

Рис. 3 Кривая для выбора оптимальной величины коэффициента трения д,

Существующие методики расчёта основных параметров динамического виброгасителя в большинстве случаев, учитывают работу данных устройств лишь в стационарных режимах. Однако важную роль при изучении и проектировании виброзащитных систем имеет исследование их динамических характеристик. Часто виброзащитная система, спроектированная таким образом, что удовлетворяет всем жестким требованиям качества в стационарном режиме, мало эффективна в переходных режимах.

Основной целью исследования динамических характеристик системы с гасителем колебаний является определение таких её параметров, при кото-

рых данная система будет осуществлять наилучшее виброгашение в рабочей области частот при сохранении ей устойчивости.

Наиболее распространённым видом математического описания динамических систем, используемым в теории управления, является описание в форме структурных схем. При этом наибольшее распространение получили схемы, представляющие систему в виде соединения звеньев направленного действия, характеристики «вход-выход» которых заданы передаточными функциями.

Расчетную схему ДГК (рис. 1) можно привести к структурной, записав уравнения системы (1) в операторной форме:

(5)

т л Р ~ ~— атор дифференцирования;

Т.*

Л

юп

' постоянная времени исследуемой системы;

постоянная времени динамического гасителя колебаний.

В соответствии с системой уравнений (5), структурная схема системы с динамическим гаси-телем колебаний будет иметь вид, приведённый на рис. 4.

Рис. 4 Структурная схема системы с динамическим гасителем

Исследования динамических характеристик системы с гасителем колебаний проводилось на ЭВМ с использованием специализированного пакета моделирования SIMULINK.

По результатам моделирования были построены графики переходных процессов, ЛАХ и ЛФХ системы для трёх фиксированных значений часто-, ты возмущающей силы в диапазоне от 5 рад/с до 500 рад/с, что соответствует диапазону от 6,8 Гц до 80 Гц. Графики переходных процессов (¡0 =пр& рад/с и различных значениях коэффициента к приведены на рис. 5.

Тт(хсе)

Рис. 5 Переходные процессы системы при воздействии возмущающей

силы с б) — 5 рад/с: 1 )к = 4,4,2) А = -4,4; 3) |*|=4; 4 - А.= 0

Анализируя результаты моделирования, можно сделать однозначный вывод о том, что величина жесткости С0 определяет не только стационар-

11

ные, но и динамические свойства системы. Однако, при исследовании динамики системы удобнее рассматривать изменения её характеристик в зависимости не от жёсткости , а от величины безразмерного коэффициента

к — Т^С^ту , который по смыслу является коэффициентом связи между

объектом защиты и динамическим гасителем.

Анализ результатов показывает, что система с динамическим гасителем колебаний является практически симметричной относительно нулевого

значения коэффициента Цс (жёсткость Сх = 0). При одинаковых по модулю значениях коэффициента связи, графики практически идентичны. Лишь на низких частотах можно наблюдать небольшое (порядка 1% -1,5%) отклонение в максимальных и установившихся значениях (рис 5 кривые 1 и 2). Сами

значения максимальных амплитуд увеличиваются с ростом а перерегулирование наоборот, уменьшается. Время переходного процесса также зависит от

Частотный диапазон, который ограничивает изменение величины жёсткости , при условии сохранения величины оптимальной настройки системы , ограничен условием Вне этого диапазона система становится неустойчивой.

Подводя итоги по выбору жёсткости , можно отметить, что данный параметр должен выбираться прежде всего из учёта динамики системы. Для устойчивой работы системы значения жёсткости основной подвески объекта защиты должны находиться в диапазоне от 67,5% до 100% суммарной

жёсткости, входящей в выражение для й)0 , что соответствует диапазону изменения модуля коэффициента связи £ от 0 до 4,4.

Таким образом, можно рекомендовать следующую методику расчёта параметров динамического гасителя с учётом динамических режимов виброзащитной системы.

1. Для заданной массы защищаемого объекта Ш0 и его собственной частоты , выбирается массу гасителя . Обычно масса гасителя составляет от 5 до 20 процентов массы объекта защиты

2. Для значений т0 и определяется коэффициент Р

3. С учётом устойчивости системы и допустимых величин колебаний объекта зашиты в рабочей точке, выбирается величина коэффициента связи

с

4. Учитывая, что к = —- > определяется жесткость основной пру-

Ш,

жины подвески гасителя

С, =—= -со„

(6)

Для заданной частоты настройки системы определяется величина жёсткости

С0=а>0-С1 (7)

или учитывая уравнение (8),

С0=а2„(т0-кт,)

5. Определяется жёсткость С2 дополнительной пружины подвески гасителя:

С2 =ЩЩ -С,

(8)

6. С помошью кривой на рис. 3, в зависимости от выбранного Ц , определяется величина оптимального коэффициента трения , а следовательно и Л, = <7,тя 1й?1.

Разработанная методика расчёта динамического гасителя позволяет выбрать все параметры виброзащитной системы. Полученные значения обеспечат надёжную работу устройства как в стационарных так и динамических режимах. Следует отметить, что полученная методика может применяться при расчёте всех схем на базе динамических гасителей, естественно с учётом собственной математической модели и особенностей, присущих каждой конкретной реализации.

В третьей главе дан обзор существующих методов частотной настройки ДГК и проведён их сравнительный анализ. Исследования показали, что для эффективной виброзащиты объекта необходима система, обеспечивающая, во-первых, полное виброгашение в рабочем частотном диапазоне, а во-вторых, отсутствие резонансных пиков. Это означает, что, помимо изменения частотной настройки ДГК, необходимо изменять и величину силы трения в подвеске гасителя для снижения амплитуды резонансных пиков. Для этих целей разработаны рекомендации по виду характеристики силы трения в основной пружине гасителя в зависимости от частоты возмущающей силы. Определено, что трение должно иметь нелинейную характеристику, причём такого вида, чтобы на всем рабочем диапазоне величина трения была оптимальной для данной системы с динамическим гасителем, а на частоте антирезонанса имела значение близкое к нулю.

По результатам исследований предложен метод частотной настройки управляемого динамического гасителя колебаний, основанный на совместном изменении основной и дополнительной жёсткостей подвески ДГК. Метод, обеспечивает эффективное виброгашение в широком диапазоне частот и, в то же время, позволяет максимально упростить схему управления настройкой и снизить требования к быстродействию исполнительного механизма.

Предлагаемый метод не использует в традиционном понимании частотную настройку гасителя. Вместо этого, совместным изменением жёстко-стей и в схеме на рис. 1 осуществляется изменение коэффициента

связи к = Та —- при сохранений настройки гасителя на оптимальной величине. Амплитудно-частотные характеристики системы при изменении величины коэффициента связи приведены на рис. 6.

Как видно из рисунка, амплитудно-частотные характеристики, при различных значениях коэффициента обладают различными величинами амплитуд в рабочей точке и зонах резонанса, а также различными амплитудами в зоне низких частот. Для реализации высокоэффективной виброзащитной подвески предлагается использовать лишь две крайние характеристики,

соответствующие значениям коэффициента к = 0 и к = |4,4| (рис. 7). Разгон двигателя или работа его на низких частотах осуществляется на характеристике разгона 1, соответствующей нулевому значению коэффициента свя-

1«.---- т _

..[ I

I

и [ к»4

10 20 30 40 50 60 70 ВО 90 100

(г»&9*с)

Рис. 6 Амплитудно-частотные характеристики системы при различных значениях коэффициента к

зи (система без динамического гасителя). При выходе устройства на рабочие частоты, в точке А осуществляется переключение на рабочую характеристику 2 со значением к = 4,4 или к = -4,4.

Рис. 7 Рабочие амплитудно-частотные характеристики системы:

1 - к=0 (характеристика разгона);

2 - к=±4.4 (рабочая характеристика).

Данная характеристика позволяет обеспечивать практически полное виброгашение в области рабочих частот и при этом обладает достаточно широким рабочим диапазоном. В этом случае работа управляемого динамического гасителя колебаний осуществляется при двух фиксированных значениях

жесткости С, и соответствующих им значениях жёсткости С2 . В предложенном варианте характеристика разгона 1 обеспечивается нулевым значением жёсткости . То есть, в данном случае, устройство вырождается в систему без динамического гасителя колебаний с парциальной частотой колебаний

При этом ни масса динамического гасителя, ни величина жёсткости С2 на характер колебаний никакого влияния не оказывают. Этот факт позволяет использовать одно фиксированное значение жёсткости , соответствующее рабочей характеристике 2.

Следует отметить, что в процессе работы устройства значение жёсткости С] должно, во-первых, изменяться, а, во-вторых, быть отрицательным. Технически такой элемент можно реализовать различными средствами, однако, наиболее предпочтительными из них являются те, которые выполняются с использованием магнитных и электромагнитных устройств.

Так как вся настройка системы сводится к ступенчатому изменению между двумя значениями жёсткости, то это позволяет значительно упростить систему автоматической настройки, максимально снизить требования к быстродействию регулятора и обеспечить минимальное потребление энергии. К достоинствам данного метода частотной настройки можно также отнести и возможность получения характеристик, обеспечивающих заданную амплитуду коттебяний объекта в рабочей точке (характеристики при коэффициенте связи = 0 -5- 4,4).

В четвёртой главе приведена методика проектирования управляемого ДГК и дан пример расчёта виброгасящей системы с электромагнитным корректором жёсткости. По результатам расчёта была создана рабочая модель системы.

Испытания проводились на вибростендах в лаборатории «Сопротивления материалов и подъёмно-транспортных машин» НГАВТ и в о-32 ОАО «завод им. Коминтерна».

(9)

Испытания проводились в диапазоне частот от 5 до 10 Гц при частоте настройки системы 8 Гц Виброускорения замерялись датчиком колебаний КД-35 (зав. 90634), усилителем М60Т (зав. № 3879/1). По результатам экспериментов были построены графики виброскоростей и виброускорений при трех различных значениях виброперемещения стола вибростенда. Графики при величине виброперемещения 0,1 мм приведены на рис. 8-9.

Анализируя эти графики, можно сделать вывод о том, что использование управляемой виброгасящей системы снижает в рабочем диапазоне уровни виброускорений от 2 до 16 дБ.

Результаты экспериментов показали хорошую сходимость с теоретическими исследованиями (рис. 10). Полученные значения амплитуд в рабочем частотном диапазоне в среднем отличаются от расчётных (кривая 2 на рис. 10) на 20%. Для частоты настройки системы значения экспериментальной и расчётной амплитуд практически идентичны.

Рис. 10 Экспериментальная (1) и расчёты ая (2) амплитудно-частотные характеристики системы

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Установлено, что из существующих средств виброгашения наиболее эффективными являются устройства, использующие для снижения вибраций энергию внешнего источника. Вместе с тем, из данного класса устройств можно особо отметить управляемые виброзащитные системы, построенные на базе динамических гасителей колебаний. Для таких систем характерны простота, дешевизна и малость энергетических затрат, необходимых для активного воздействия при их резонансной настройке.

2. Для ДГК предложенной конструкции получены формулы движения основной массы системы (3) и массы динамического гасителя (4). Полу-

ченные формулы имеют более простой вид, чем предложенные ранее и позволяют, в отличие от последнего, использовать для определения оптимальных параметров гасителя уже существующий математический аппарат.

3. Показано, что при расчёте параметров динамического гасителя колебаний необходимо учитывать динамические режимы системы, так как часто виброзащитная система, спроектированная таким образом, что удовлетворяет всем жестким требованиям качества в стационарном режиме, мало эффективна в переходных режимах.

4. Определено, что сила трения в основной пружине ДГК оказывает значительное влияние как на амплитудно-частотную характеристику системы, так и на вид её переходных процессов. Поэтому учёт и правильный выбор данного коэффициента обязателен.

5. Определено, что вид статических и динамических характеристик системы во многом обусловлен величиной жёсткости основного упругого элемента подвески объекта защиты. От значения жёсткости Ср зависит и

устойчивость системы.

6. Для систем с динамическим гасителем предложенного типа, разработана методика расчёта параметров ДГК, которая позволит обеспечить наиболее качественное виброгашение в широком диапазоне частот.

7. Предложен вид характеристики трения в подвеске ДГК, позволяющий значительно снизить амплитуды резонансных пиков и, в то же время осуществить максимально эффективное виброгашение на рабочей частоте.

8. Предложен новый метод частотной подстройки ДГК, основанный на синхронном изменении основной и дополнительной жесткостей подвески гасителя и позволяющий при любой частоте возмущающего воздействия сохранить настройку гасителя на оптимальном уровне

9. На основе предложенных методов теоретически обоснована и разработана конструкция управляемого ДГК с изменяющимися значениями же-сткостей в подвеске гасителя.

10. Проведены лабораторные исследования управляемого ДГК предложенной конструкции, которые подтверждают достоверность теоретических расчётов.

11. Проведены натурные исследования управляемого ДГК предложенной конструкции, показавшие значительное снижение вибраций, передаваемых от рамы дизель-генератора на фундамент.

12. Материалы теоретических и экспериментальных исследований, изложенные в диссертации, приняты Новосибирским речным портом для вне-

дрения на речных судах. Отдельные результаты данной работы используются в учебном процессе НГАВТ при дипломном проектировании.

Публикациипо темедиссертации

1. Жаров, А. В. Математическое описание динамического гасителя [Текст] / А. В. Жаров // Дизельные энергетические установки речных судов: сб. науч. тр. / НГАВТ. - Новосибирск, 2002. - С. 48-55.

2. Жаров, А. В. Определение оптимальных параметров системы с динамическим гасителем колебаний. [Текст] / А. В. Жаров // Сибирский научный вестник - Новосибирск, 2003.-Вып. 4. - С. 83 - 88.

3. Глушков, С.П. Анализ пассивных виброзащитных систем [Текст] / С. П. Глушков, В. Ю. Гросс, А. В. Жаров //Дизельные энергетические установки речных судов: сб. науч. тр. / НГАВТ. - Новосибирск, 2002. - С. 37 -48.

4. Жаров А. В. Использование эффекта трения для повышения эффективности виброгашения в системах с динамическими гасителями колебаний [Текст] / А. В. Жаров // Вестник № 6 /АлтГТУ им. И. И. Ползунова. -Барнаул, 2004. - с. 105 - 108.

5. Жаров А. В. Использование динамических гасителей колебаний для защиты от вибраций [Текст] / А. В. Жаров // Матер, конф. науч.-тех. работа, вузов и пр-й. Часть 1, Новосибирск, 12-14 мар. 2003 г. - Новосибирск, 2003. -С. 148-149.

Подписано в печать 21 марта 2005 г. с оригинал макета. Бумага офсетная № 1, формат 60x84 1/16, печать Усл.печ.л. 1,2 тираж 120 экз., заказ № 09. Бесплатно.

Новосибирская государственная академия водного транспорта (НГАВТ) 639099 Новосибирск, уд. Щетинкина, 33

Лицензия ЛП № 021257 от 27.11.1997

Отпчатано в отделе оформления НГАВТ

OFM-Of. О?

t I

1HÎ

ВВЕДЕНИЕ.

1. ОБЗОР, АНАЛИЗ И ОЦЕНКА СУЩЕСТВУЮЩИХ СРЕДСТВ СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИЙ.

1.1 Особенности возникновения вибрации на судах.

1.2 Общие методы борьбы с вибрацией.

1.3 Виброзащитные системы на базе управляемых динамических гасителей колебаний.

1.4 Классификация нерегулируемых динамических гасителей колебаний.

1.5 Выбор пассивного устройства для управляемой виброзайщтной системы.

1.6 Выводы по главе. Постановка задачи и цели исследования.

2. РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ МЕХАНИЧЕСКОЙ ЧАСТИ ДИНАМИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ КОЛЕБАНИЙ.

2.1. Классификация сил, действующих на систему.

4 2.2 Вынужденные колебания виброизолирующего механизма с учётом сил трения.

2.3 Определение оптимальных параметров системы.

2.4 Исследование динамических режимов системы.

2.5 Выводы по главе.

3. РАЗРАБОТКА УПРАВЛЕНЯЕМОГО ВИБРОЗАЩИТНОГО УСТРОЙСТВА НА ОСНОВЕ ДИНАМИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ КОЛЕБАНИЙ.

3.1 Анализ методов регулирования частотной настройки ДГК.

3.2 Разработка способа частотной настройки виброзащитной системы на базе щ ДПС.

3.3 Определение законов управления подвеской ДГК.

3.4 Анализ устройств, корректирующих жёсткость упругого подвеса.

3.5 Выводы по главе.

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ УПРАВЛЯЕМОГО ДИНАМИЧЕСКОГО ГАСИТЕЛЯ КОЛЕБАНИЙ.

4.1 Описание принципиальной схемы установки для проведения исследований.

4.2 Методика проектирования управляемого ДГК.

4.2.1 Определение основных параметров ДГК.

4.2.2 Расчёт электромагнитного устройства.

4.3 Лабораторные испытания виброзащитной системы на базе управляемого динамического гасителя колебаний.

4.4 Заводские испытания виброзащитной системы на базе управляемого динамического гасителя колебаний.

4.6 Судовые испытания виброзащитной системы на базе управляемого динамического гасителя колебаний.

4.5 Направление дальнейших исследований.

4.7 Выводы по главе.

Вредное воздействие вибрации на механизмы и человека разработчики судов стали учитывать начиная лишь с конца 19-го столетия. Французская книга по проектированию морских судов (Theorie de Navir), опубликованная в 1894 году, содержала данные о судовой вибрации, описывая возникновение данного феномена, как результат вращения двигателя. Медленно вращающиеся винты, которые использовались в то время, имели несколько лопастей на валу, что в совокупности и стало причиной низкочастотных колебаний.

Вибрация определяется как колебания относительно небольшой амплитуды вокруг состояния покоя. Она возникает в результате воздействия на упругие системы периодических возмущающих сил. Проявление вредного воздействия вибрации весьма многообразны — от негативного влияния на организм человека до нарушения режимов работы установок и механизмов и выхода их из строя. Поэтому большое значение в современной технике и, особенно в судостроении, имеют методы защиты человека и конструкций, подверженных влиянию вибрации.

Существующие методы виброзащиты разнообразны, и выбор того или иного способа в значительной мере определяется характером источника вибрации. В качестве таковых источников могут выступать как природные явления (ветер, волны на поверхности воды), так и собственно работающие механизмы. Причём с повышением мощности, производительности и скорости машин вредное воздействие порождаемой ими вибрации возрастает.

Так как в большинстве рассмотренных случаев оказать значительное влияние на источник вибрации невозможно, то приходится применять в целях виброзащиты различные технические устройства, снижающие колебания объекта защиты или усилия, передаваемые на основания.

Одним из наиболее перспективных направлений в виброзащите является применение управляемых динамических виброгасителей.

Данный тип устройств объединяет в себе достоинства как пассивных, так и активных устройств и позволяет добиться качественного виброгашения в широком диапазоне частот.

Вместе с тем, существующим сегодня схемным решениям управляемых виброгасителей присущ ряд недостатков, существенно снижающих их эффективность при применениях на судах. К таким недостаткам можно отнести следующие.

• Сложность конструкции используемых динамических виброгасителей. В используемых схемах для более эффективного виброгашения часто применяются дополнительные элементы (массы, рычаги и т.д.), что не только увеличивает массогабаритные характеристики устройств, но и значительно снижает их надёжность.

• Сложность и дороговизна систем управления частотной настройкой виброгасителей. В системах управления необходимо применять высокоточные датчики частоты, перемещения и т.д., а также целый спектр устройств, таких как различного рода усилители, преобразователи и фазовые дискриминаторы. Это существенно увеличивает стоимость устройства и его монтажа, а также требует для его обслуживания высококвалифицированного персонала.

• В существующих системах редко учитываются динамические режимы, в которых система может оказаться неустойчивой.

• В устройствах с широким диапазоном рабочих частот жесткость упругих элементов необходимо также изменять в широком диапазоне, что требует достаточно мощных исполнительных устройств и ведёт к значительному энергопотреблению.

• В случаях, если определённый уровень колебаний является для машины нормальным рабочим режимом (например, для грохота, или вибротранспортёров) и необходимо обеспечить работу системы при различных амплитудах колебаний отличных от нуля, большинство схемных решений вообще не пригодно в силу самой идеи динамического виброгашения, при которой на рабочей частоте колебания объекта защиты должны быть в идеале равными нулю.

Таким образом, можно сделать вывод о том, что при всех достоинствах виброзащитных систем на базе управляемых виброгасителей они в своей реализации требуют новых нестандартных решений, позволяющих преодолеть указанные выше недостатки.

В данной работе рассмотрены вопросы применения виброзащитных систем на базе управляемых динамических колебаний на судах и стационарных объектах. Указаны их достоинства и недостатки, а также возможные сферы применения.

Проведённый патентный поиск и сопоставительный анализ различных схем и конструктивных решений виброзащиты позволил определить одну из наиболее рациональных конструкций управляемого динамического виброгасителя и разработать ряд новых решений в реализации управляемых гасителей колебаний, позволяющих решить большинство проблем, связанных с использованием устройств такого рода. Проведённые исследования показали, что разработанное устройство может использоваться для обеспечения высокоэффективной виброзащиты разнообразных механизмов как на судах, так и на других технических объектах.

4.7 Выводы по главе:

1. Хорошую сходимость (в среднем, 80%) экспериментального и расчётного значений амплитуд в рабочем диапазоне частот;

2. В рабочем диапазоне частот от 0,5 до 1,2 от частоты настройки системы (см п. 3.3), устройство обладает достаточно высокой эффективностью. В рабочей точке было достигнуто снижение амплитуды колебаний в 3,5 раза.

3. В рабочем диапазоне частот устройство снижает уровни виброускорений на 10 - 20 дБ.

4. Применение разработанной виброгасящей системы позволяет в 3-4 раза снизить усилия, передаваемые на фундамент.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Установлено, что из существующих средств виброгашения наиболее эффективными являются устройства, использующие для снижения вибраций энергию внешнего источника. Вместе с тем, из данного класса устройств можно особо отметить управляемые виброзащитные системы, построенные на базе динамических гасителей колебаний. Для таких систем хаш рактерны простота, дешевизна и малость энергетических затрат, необходимых для активного воздействия при их резонансной настройке.

2. Для ДГК предложенной конструкции получены формулы движения основной массы системы (2.48) и массы динамического гасителя (2.49). Данные формулы имеют более простой вид, чем предложенные ранее /45/ и позволяют, в отличие от последнего, использовать для определения оптимальных параметров гасителя уже существующий математический аппарат.

3. Показано, что при расчёте параметров динамического гасителя колебаний необходимо учитывать динамические режимы системы, так как час* то, виброзащитная система, спроектированная таким образом, что удовлетворяет всем жестким требованиям качества в стационарном режиме, мало эффективна в переходных режимах.

4. Определено, что коэффициент трения в основной пружине ДГК оказывает значительное влияние как на амплитудно-частотную характеристику системы, так и на вид её переходных процессов. Поэтому учёт и правильный выбор данного коэффициента обязателен.

5. Определено, что вид статических и динамических характеристик системы обусловлен величиной жёсткости С0 основного упругого элемента подвески объекта защиты. От значения жёсткости С0 зависит и устойчивость Ц системы.

6. Для систем с динамическим гасителем предложенного типа, разработана методика расчёта параметров ДГК, которая позволит обеспечить наиболее качественное виброгашение в широком диапазоне частот.

7. Предложен новый метод регулирования трения в подвеске ДГК, позволяющий значительно снизить амплитуды резонансных пиков и, в то же время осуществить максимально эффективное виброгашение на рабочей частоте.

8. Предложен новый метод частотной подстройки ДГК, основанный на синхронном изменении основной и дополнительной жесткостей подвески гасителя и позволяющий при любой частоте возмущающего воздействия сохранить настройку гасителя на оптимальном уровне

9. На основе предложенных методов теоретически обоснована и разработана конструкция управляемого ДГК с изменяющимися значениями жесткостей в подвеске гасителя.

10. Проведены лабораторные исследования управляемого ДГК предложенной конструкции, которые подтверждают достоверность теоретических расчётов.

11. Проведены натурные исследования управляемого ДГК предложенной конструкции, показавшие значительное снижение вибраций, передаваемых от рамы дизель-генератора на фундамент.

12. Материалы теоретических и экспериментальных исследований, изложенные в диссертации, приняты Новосибирским речным портом для внедрения на речных судах. Отдельные результаты данной работы используются в учебном процессе НГАВТ при дипломном проектировании.

1. Абу-Акилл. Электромагнитный виброгаситель, как пассивное или активное устройство Текст. // Тр. америк. о-ва инженеров-механиков "Конструирование и технология машиностроения". Т.89, №4. - С. 166 — 178. - (Серия В).

2. А. с. 133720 СССР, МПК F 16 f. Способ изменения амплитуд колебаний механических систем Текст. / Шейнин И. С., Корнев Б. Г. (СССР). № 664744/29; заявл. 26.04.1960; опубл. Бюл. №22, 1960.

3. А. с. 244816, МПК F 06 f. Гидравлический амортизатор Текст. / Гельман А. С., Фурман Ф. А., Ворончихин Ф. Г. (СССР). №1173339/29-14; заявл. 07.07.1968; опуб. Бюл. №18, 1969.

4. А. с. 257230, МПК F 16 f 15/00. Демпфер сухого трения Текст. / Ши-лин Б. Б., Шилин Б. В., Краст Ю. Я. (СССР) №1265607/25-28; заявл. 09.08.1968; опуб. в Бюл. №35, 1970.

5. А. с.259569, МПК F 06 f. Устройство для амортизации Текст. / Шилин 4 В. Б., Васерманис Э. К. (СССР) №1263035/25-28; заявл. 09.08.1968; опуб. в1. Бюл №2, 1970.

6. А. с. 261831, МПК F 16 f. Виброизолирующая опора Текст. / Пуш В. Э., Ривин Е. И., Шмаков В. Т. (СССР) №1281157/25-28; заявл. 11.11.1968; опуб. в Бюл. №5, 1970

7. А. с. 411246 , МПК F 16 f. Устройство для амортизации Текст. / Ривин Е. И. (СССР) №3251150/25-28; заявл. 10.12.1975; опуб. в Бюл. №2, 1977.

8. Алексеев, А. М. Судовые виброгасители Текст. / А. М. Алексеев, А. К. Сборовский — Л.: Судпромгиз, 1962. 196 с.

9. Андреева-Галанина, Е. Ц. Вибрация и её значение в гигиене труда Текст. / Е.Ц. Андреева-Галанина — Л.: Медгиз, 1956. — 190 с.

10. Ю.Барановский, А. М. Объёмные корректоры виброизолирующих подвесок судовых ДВС: автореферат. дис. канд. тех. наук Текст. / Барановский Александр Михайлович. — Л.: [б.и.], 1988. — 20 с.

11. Бесекерский, В. А. Теория систем автоматического управления Текст. / В. А. Бесекерский, Е. П. Попов. СПб.: Профессия, 2003. - 752 с.

12. Пассивная и активная виброзащита судовых механизмов Текст. / А. Е. Божко [и др.]. — Л.: Судостроение, 1987 176 с.

13. Вибрация в технике: справочник. В 6 т. Т. 6 Текст. /под ред. В. Н. Че-ломея. М.: Машиностроение, 1984.

14. Вибрация корпуса судна и отдельных корпусных конструкций: сб. статей. Л.: Судостроение, 1972. - 91 с.

15. Гаврилов, М. Н. Защита от шума и вибрации на судах Текст. / М. Н. Гаврилов, В. К. Захаров М.: Транспорт, 1979. - 120 с.

16. Гевондян, Т. А. Приборы для измерения и регистрации колебаний Текст. / Т. А. Гевондян, Л. Т., Кисилёв. М., 1962.

17. Гладких, П. А. Борьба с шумом и вибрацией в судостроении Текст. / П. А. Гладких. Л.: Судостроение, 1971. - 176 с.

18. Глушков, С. П. Виброизоляция тепловых двигателей Текст. / С. П. Глушков. Новосибирск, 1999.

19. Глушков, С.П. Анализ пассивных виброзащитных систем Текст. / С. П. Глушков, В. Ю. Гросс, А. В. Жаров // Дизельные энергетические установки речных судов: сб. науч. тр. / НГАВТ. Новосибирск, 2002. - С. 37 - 48.

20. Горбацевич, Е. Д. Аналоговое моделирование систем управления Текст. / Е. Д. Горбацевич, Ф. Ф. Левинзон. М.: Наука, 1984. - 304 с.

21. Горбунов, Е. Я. Вибрация судовых дизель-генераторов 8 ЧН26/26 и эффективность их автоматизации Текст. / Е.Я. Горбунов // Судовые энергетические установки: сб. науч. тр. / ЦНИИМФ. Л., 1984. - Вып. 287. - С. 3438.

22. Гордон, А. В. Электромагниты постоянного тока Текст. / А. В. Гордон, А. Г. Сливинская. М.: Госэнергоиздат, 1960.

23. Гросс, В. Ю. Эффективный метод виброизоляции судовых ДВС: автореферат дисс. канд. техн. наук Текст. / Гросс Владимир Юлиусович. — JL, 1987.-23 с.

24. Гультяев, А. Визуальное моделирование в среде MATLAB Текст. / А. Гультяев. СПб.: Питер, 2000. - 430 с.

25. Гуров, А. П. Статические характеристики системы с динамическим регулируемым виброгасителем Текст. / А. П. Гуров // Труды НКИ. Николаев, 1974.-Вып. 81.-С. 124-126.

26. Гуров, А. П. Управляемые динамические виброгасители для энергетического оборудования Текст. / А. П. Гуров, А. И. Козленко, А. Г. Ковалев. -Л., 1989. 72 с.

27. Д'Анжело, Г. Линейные системы с переменными параметрами. Анализ и синтез Текст. / Г. ДАнжело. М.: Машиностроение, 1974. - 287 с.

28. Ден-Гартог, Дж. П. Механические колебания Текст. / Дж. П. Ден-Гартог. -М.: Физматгиз, 1960.

29. Способ гашения крутильных колебаний вала и устройство для его осуществления: а. с. 529315 СССР Текст. / С. В. Елисеев. Бюл. 1976, № 22.

30. Елисеев, С. В. Динамические гасители колебаний Текст. / С. В. Елисеев, Г. П. Нерубенко. Новосибирск: Наука, 1982. — 144 с.

31. Елисеев, С. В. Структурная теория виброзащитных систем Текст. / С. В. Елисеев. Новосибирск: Наука, 1978. -222 с.

32. Ефремов, Л. В. Надёжность и вибрация дизельных установок промысловых судов Текст. / Л. В. Ефремов. М., 1980 - 232с.: ил.

33. Жаров, А. В. Математическое описание динамического гасителя Текст. / А. В. Жаров // Дизельные энергетические установки речных судов: сб. науч. тр. / НГАВТ. Новосибирск, 2002. - С. 48 - 55.

34. Жаров, А. В. Определение оптимальных параметров системы с динамическим гасителем колебаний. Текст. / А. В. Жаров // Сибир. науч. вест. -Новосибирск, 2003. Вып. IV. - С. 83 - 88.

35. Застрогин, Ю. Ф. Лазерные приборы вибрационного контроля Текст. / Ю. Ф. Застрогин, О. Ю. Застрогин, А. 3. Кулебякин. М., 1995. - 315 с.

36. Зуев, А. К. Высокоэффективная виброизоляция судового энергетического оборудования Текст. /А. К. Зуев, О. Н. Лебедев. Новосибирск: НГАВТ, 1997. - 120 с.

37. Истомин, П. А. Крутильные колебания в судовых ДВГ Текст. / П. А. Истомин. Л.: Судостроение, 1968. - 304 с.

38. Карамышкин, В. В. Динамическое гашение колебаний Текст. / В. В. Карамышкин. Л.: Транспорт, 1988. - 108 с.

39. Карась, В. 3. Влияние жёсткости амортизаторов дизель-генераторов на их виброхарактеристики Текст. / В. 3. Карась, Э. Р. Черняховский // Рыбное хозяйство. 1975. - №7. - С. 22-24.

40. Карпова, Н. И. Вибрация и нервная система Текст. / Н. И. Карпова. -Л.: Медицина, 1976. -167 с.

41. Кораблёв, С. С. К теории электродинамического виброгасителя Текст. /С.С. Кораблев //Прикладная механика. 1968. - Т.4., Вып. 3. - С. 15-19.

42. Кораблёв, С. С. О некоторых динамических схемах электромеханических виброгасителей Текст. / С. С. Кораблев, В. И. Шанин // Вопросы математической физики и теории колебаний. Иваново, 1976. - С. 19 — 30.

43. Кроха, Т. А. Исследование электромеханических гасителей колебаний мобильных объектов: дис. . канд. техн. наук Текст. / Кроха Т.А. — Новосибирск, 2000.-111 с.

44. Морозов, Б. И. Активная виброзащита с помощью автоматического регулирования Текст. / Б. И. Морозов, Р. И. Райхлин // Вибрационная техника.- 1967. №2. - С. 24-30.

45. Найденко, О. К. Амортизация судовых двигателей внутреннего сгорания Текст. / О. К. Найденко, П. П. Петров. JL: Судпромгиз, 1962. — 288 с.

46. Никитин, Н. Н. Курс теоретической механики Текст. / Н. Н. Никитин.- М.: Высш. шк., 1990. 607 с.

47. Никифоров, А. С. Вибропоглощение на судах Текст. / А. С. Никифоров. JL: Судостроение, 1979. - 184 е.: ил.

48. Обморшев, А. Н. Введение в теорию колебаний Текст. / А.Н. Обмор-шев М.: Наука, 1965. - 276 с.

49. Общая вибрация и её влияние на организм человека Текст. / И. Ю. Борщевский [и др.] М.: Медгиз, 1964. - 156 с.

50. Пановко, Я. Г. Основы прикладной теории упругих колебаний и удара Текст. / Я. Г. Пановко. JL: Машиностроение, 1976. - 320 с.

51. Пат. 2082907 Российская Федерация, МКИ3 F02M 32/12. Устройство для виброизоляции машин Текст. / С. П. Глушков, А. М. Барановский. -опубл. 23.12.97, Бюл. №186 2 с.

52. Пат. 2067703 МКИ3 F16A 15/00. Динамический гаситель колебаний Текст. / Г. А. Павлов, М. Н. Ларин. опуб. 10.10.96, Бюл. №28.

53. Попов, Е. П. Автоматическое регулирование и управление Текст. / Е.П. Попов. М.: Наука, 1966. - 338 с.

54. Попов, Е. П. Динамика систем автоматического регулирования Текст. / Е.П. Попов. М.: Гостехиздат, 1954. - 779 с.

55. Популярная медицинская энциклопедия Текст./ под ред. Б.В.Петровского. -М.: Сов. энцикл., 1987. 704 е.: ил.

56. Постнов, В. А. Вибрация корабля: учебник Текст. / В. А Постнов, В. С. Калинин, Д. М. Ростовцев. -JI.: Судостроение, 1971. 176 с.

57. Регистрирующая аппаратура виброзащиты судовых механизмов Текст. / под ред. Божко А. Е. [и др.]. JL: Судостроение, 1987. - 115с.

58. Системы цифровой обработки, применяемые при анализе вибрации Текст. /под ред. Алексеева М. И. М., 1991. — 153 с.

59. Сливинская, А. Г. Электромагниты и постоянные магниты Текст. / А. Г. Сливинская. М.: Энергия, 1972. - 248 е.: ил.

60. Тимошенко, С. П. Колебания в инженерном деле Текст. / С. П. Тимошенко. М.: Наука, 1967. - 444 с.

61. Фролов, К. В. Прикладная теория виброзащитных систем Текст. / К. В. Фролов, Ф. Н. Фурман. — М.: Машиностроение, 1980. — 276 с.

62. Фурунжиев, Р. И. Проектирование оптимальных виброзащитных систем Текст. / Р. И. Фурунжиев. Минск, 1971. - 318 с.

63. Худяков, С. А. Оценка жёсткости фундаментов судовых дизелей небольшой мощности Текст. / С. А. Худяков, А. П. Суроженко. // Сб. материалов по обмену опытом. / НТО им. А. Н. Крылова. — 1984. С. 64 - 72.

64. A design procedure for minimizing propeller induced vibration in hull structural elements// Ship structure committee, 1979. 57 c.

65. C. Williams Vibration in ship. / Williams C. Worldwide, 1990. - 101 c.

66. David Grieve The Control of Vibration Электронный ресурс. 2000

67. Taylor, D.P. History, design, and applications of fluid dampers Текст. / D. P. Taylono Ballantine Books, Inc. - New York, 1999. - 62 c.

68. Taylor, D.P. Development and Testing of an Improved Fluid Damper Configuration for Structures having High Rigidity Текст. / D. P. Taylor, M.C. Con-stantinou. // Proceedings of the 69th Shock and Vibration Symposium, 1998.

69. Taylor, D.P., Constantinou, M.C. Development and Testing of an Improved Fluid Damper. Текст. //Proceedings of the 69th Shock and Vibration Symposium, 1998. с 38 45

70. Viner F. C. Ship vibration of Canadian shipbuilding and ship repairing association Текст./ F. C. Viner, New York, 1968. 120 c.