автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Устройства компенсации инерционных сил в виброротационных стендах

о

На правах рукописи

КОЗЛИКИН Денис Петрович

УСТРОЙСТВА КОМПЕНСАЦИИ ИНЕРЦИОННЫХ СИЛ В ВИБРОРОТАЦИОННЫХ СТЕНДАХ

Специальность 05 02 18 - Теория механизмов и машин

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

ииз162434

Санкт-Петербург - 2007

003162434

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет»

доктор технических наук, профессор

Каразин Владимир Игоревич

доктор технических наук, проф Тимофеев Андрей Николаевич проф каф Автоматы ГОУ ВПО «СПбГПУ»

кандидат технических наук, с н с Красильщиков Михаил Яковлевич ЗАО "Унилон"

Ведущая организация ОАО "НИИ'Тириконд"

Защита состоится 6 ноября 2007 г в 16 часов на заседании диссертационного совета Д 212 229 12 при ГОУ ВПО «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет» по адресу 195251, Санкт-Петербург, Политехническая 29, 1-й учебный корпус, ауд 41

С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке ГОУ ВПО «Санкт-Петербургский государственный политехнический

университет»

Автореферат разослан октября 2007 г

Ученый секретарь

диссертационного совета Д 212 229 12 Евграфов АН

Научный руководитель

Официальные оппоненты

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы диссертации Требования к точности и надежности машин и приборов определяются техническими условиями их испытаний, что в свою очередь вызывает необходимость создания определенных типов испытательного оборудования с заданными характеристиками испытательного воздействия

Существуют различные способы испытаний, среди которых наиболее распространенным является способ, использующий стандартное оборудование вибростенды, центрифуги, климатические камеры и т п , на котором изделие, последовательно подвергается различным воздействиям Результаты совокупности испытаний фиксируются и на их основании делаются соответствующие заключения В таком виде испытаний, наряду с их простой реализацией, существуют и недостатки Во первых, ни в коей мере не учитываются взаимные влияния испытательных воздействий Во вторых, некоторые приборы, имея малый ресурс, не могут пройти длительного цикла последовательных испытаний В результате чего приходиться проводить отдельные испытания на различных экземплярах изделия, что снижает возможность получения достоверных результатов

Наиболее надежными и достоверными являются натурные испытания Однако, учитывая большие затраты на их проведение и малую информативность, последние имеют ограниченное использование и применяются преимущественно для комплексной проверки всего изделия в целом Поэтому экономически обоснованным является создание специальных стендов комбинированных воздействий, обеспечивающих максимальное приближение испытательного воздействия к реальным условиям эксплуатации объекта

Научно - исследовательские и конструкторские разработки этой темы ведутся на кафедре ТММ СПбГПУ в течение нескольких десятилетий Стенды сложных движений различных типов были введены в эксплуатацию в 80 - х годах XX века В этих работах участвовали Смирнов Г А, Каразин В И, Хлебосолов И О , Соколюк В Н , Петров Г Н и др

Так при работе двигательных установок летательного аппарата возникают вибрации широкого спектра частот, которые передаются на чувствительные элементы приборов системы управления В то же время, необходимо, чтобы

элементы системы управления точно определяли положения аппарата и были инвариантны к воздействиям подобного рода При создании таких приборов должны проводиться испытания, на установке способной имитировать динамические воздействия в виде вибрации в поле линейного ускорения

Основной целью диссертации является разработка научно — обоснованных рекомендаций по использованию различных принципов уравновешивания инерционных сил и методик расчета разгружающих устройств в определенном диапазоне воспроизводимых параметров, на виброротационном стенде

Для достижения указанной цели в диссертации ставятся и решаются следующие задачи

- разработка и исследование принципов построения разгружающих устройств и возможных способов их схемно - конструктивной реализации,

- разработка методики исследования разгружающих устройств с целью установления единого подхода в сравнительных характеристиках различных схем,

- разработка и обоснование области значений параметров разгружающих устройств, определяющих их работоспособность и заданные эксплутационные свойства,

- разработка и исследование комбинированных схем разгрузки и обоснование их применения для расширения рабочего диапазона и функциональных возможностей устройств

На защиту выносятся следующие основные положения

- расчетно - динамическая модель виброротационного стенда с разгружающим устройством,

- условие устойчивости движения стенда, полученное в предположении о постоянстве разгружающего усилия,

- оценка возможности расширения диапазона эксплуатационных параметров системы, за счет использования упругих сил в качестве разгружающих,

- оценка необходимости учета характеристик двигателя в динамической модели системы,

- возможности применения комбинированных схем разгрузок, в основе которых лежит использование упруго — массовой компенсации,

- использование пневматической системы в качестве устройства обеспечивающего компенсирующее усилие, определение его упругих характеристик,

- возможность реализации пневмогидравлического способа разгрузки,

Методы исследования. Используются известные методы теории механизмов и машин, аналитической механики, теории колебаний При математическом моделировании и проведении компьютерных расчетов используется универсальная программа МаЛетаиса Научная новизна диссертации.

- сформулированы требования и обоснован основной принцип построения разгружающих устройств для компенсации инерционных сил,

- разработана единая методика оценки кинематических и динамических характеристик разгружающих устройств, позволяющая оценить работоспособность и эксплуатационные свойства устройства,

- разработан метод компенсации инерционных сил с использованием упруго -массовой комбинации,

- предложен новый способ разгрузки с помощью пневмогидравлического устройства

Апробация работы и публикации. Основные положения работы докладывались на научно - технических конференциях СПбГПУ в 2005 и 2006 гг , на научных семинарах кафедры «Теории механизмов и машин» СПбГПУ По результатам диссертационной работы опубликовано три печатные работы

Практическая ценность работы заключается в том, что в ней разработаны научно — обоснованные рекомендации по использованию различных принципов уравновешивания инерционных сил в ротационных стендах с относительным движением объекта испытаний Предложены методики расчета разгружающих устройств в системах для воспроизведения вибрационного воздействия в поле линейного ускорения

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы Общий объем диссертации 133 страницы, в тексте имеется 64 рисунка

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во Введении обосновывается актуальность темы диссертации, формулируется цель исследования, приводится краткий обзор содержания диссертации по главам

Первая глава посвящена анализу способов уравновешивания инерционных сил в виброротационных стендах

Реализация испытательного воздействия осуществляется с помощью центрифуги, для задания переносного вращения, и вибрационного стенда, для воспроизведения вибрации в относительном движении Центрифуги и вибрационные стенды используются в качестве испытательной техники отдельно друг от друга При этом, их совместное применение ставит ряд конструкторских и исследовательских задач, связанных с взаимным влиянием движений и сил в процессе обеспечения заданных режимов испытаний

Так, испытания тяжелых объектов, на вибрационном стенде, могут вызывать излишнее смешение его катушки от среднего положения и как следствие, уменьшать рабочие амплитуды колебаний На этот случай в вибростендах распространены подвески подвижной системы с возможностью компенсации силы тяжести объекта При совместном использовании центрифуги и вибрационного стенда, воспроизводимая инерционная составляющая, достигает величин в сотни раз превышающих силу тяжести испытуемого объекта, что обуславивает большое смещение катушки вибратора Поэтому становится необходимым использование устройств компенсации действующей инерционной силы и в виброротационных стендах

Основанием для проведения данного исследования является реальная потребность промышленности на создание стенда комплексного воздействия с определенными диапазонами изменения воспроизводимых параметров

(0 На рис 1 представлена

расчетно-динамическая модель

виброротационного стенда, выбор которой произведен после анализа существующих схем реализации виброротационного воздействия Вал двигателя центрифуги 1 жестко соединен с платформой 2, на плече которой жестко закреплена неподвижная часть вибратора 3 и необходимый для разгрузки опоры Описанная цепь элементов названа

шпинделя центрифуги противовес 7

ротационным узлом (РУ), подвижная обмотка вибратора 4, стол 5 и испытуемое изделие 6 названа виброротационным узлом (ВРУ) РУ и ВРУ совершают вращательное движение со скоростью ^,(0> вследствие чего испытуемое изделие находится в поле действующего центростремительного ускорения Одновременно с вращением, ВРУ совершает возвратно поступательное движение со скоростью

02 (О

Таким образом, испытуемое изделие подвергается сложному испытательному воздействию Для компенсации центробежной силы инерции, действующей на ВРУ, предусмотрена разгрузка, которая условно задается силой разгрузки Fpaj

Во второй главе представлено математическое описание динамической модели стенда, изображенной на рис 1 Для этого, с помощью формализованного матрично-векторного способа, определены его кинематические параметры, а также составлено выражение полной кинетической энергии Записаны обобщенные силы, соответствующие обобщенным координатам qx(t) и q2(t)

Рассматриваемая установка, представляет собой электромеханическую систему, поэтому в получаемых уравнениях следует учитывать механические характеристики электродвигателя и вибростенда В результате уравнения движения приняли вид

(m2r2 + m,r,2 + rnipt\p +2 m2^q2{t) + m2q2(if)ql(t) + < +{2m2r2q2(j) + 2m2q2{t)q2{t))q,{t) = Мд~Мсопр, m2q2 (0 - (m2q2 (/) + т2гг2 )q} (t)2 = Fm6 - Fpm -Fd~ Fy, TdMd + Md = pdud-sdqt(t), где /и,, m2 и mXp - массы неподвижной части вибратора, ВРУ и устройства для разгрузки опоры шпинделя (противовеса), г,, rip, г2 - расстояния от центров масс

выделенных частей вибратора, до оси вращения (см рис 1), в дальнейшем предполагается, что rx = r2 = г , тд, рл, - определяются параметрами выбранного двигателя, м() - напряжение подаваемое на двигатель, Мд - движущий момент, создаваемый ротором двигателя центрифуги, М - момент аэродинамического сопротивления Сила упругости подвеса F

где с2 - коэффициент жесткости подвески вибростенда Сила внутреннего сопротивления подвеса ^

Ъ=Ш 0.

где Ьг - коэффициент сопротивления

Принято, что изменение силы вибрации происходит по гармоническому закону

Р* = "У.в (0 = Ща™* «яМЛ,

где - амплитудное значение вибрационного ускорения, /(|цв - частота его

изменения

Решая вопрос об аналитической форме силы разгрузки Г , можно получить

ответ на поставленную задачу об основном принципе построения компенсирующего устройства Главная функция которого состоит в возможности уравновешивания, действующей на ВРУ, силы инерции Рассматривая случай установившегося вращения центрифуги, с постоянной угловой скоростью о)0, предложено силу разгрузки принять равной силе инерции

Ррш = т2ГС01 = СОт' (2)

Для упрощения системы (1), принят ряд допущений о нулевой жесткости подвеса вибрирующей части, об отсутствии, какого либо сопротивления движению, о независимости нагрузки привода от времени

Численное решение, упрощенной системы уравнений, показало, что движение стенда может быть устойчивым, при определенном выборе конструктивных и управляющих параметров Также оказалось, что исследуемый режим движения характеризуется колебательным процессом, который по виду напоминает случай вынужденных колебаний линейной системы при условии отсутствия потерь на трение

аЧ{()л-сЧ{1) = 0,{() ■ (3)

Выражение, устойчивости движения такой системы определяется неравенством

к2=-> О, а

где к - частота свободных колебаний, с - обобщенный коэффициент жесткости, а -инерционный коэффициент Выполнение этого неравенства, в первую очередь, зависит от присутствия в системе восстанавливающих сил

Для определения аналитического решения, произведена линеаризация системы уравнений, которая позволила показать, что уравнения, для определения обобщенных координат, разделились и, действительно, свелись к уравнению вида (3) Откуда было получено условие устойчивости

ЩРг1„+Щг2 <3

Это неравенство выполняется только при нереальных соотношениях конструктивных параметров системы, в случае, когда момент инерции РУ на порядок больше момента инерции ВРУ (реальное соотношение) система не устойчива Предположение, о задании разгружающего усилия в виде постоянно действующей силы, равной центробежной (2), оказалось не достаточным

Для получения приемлемого результата необходимо, что бы в системе действовали восстанавливающие силы Как известно, их действие может быть обусловлено присутствием в системе упругих элементов, поэтому далее предложено рассмотреть схему стенда, в котором разгружающее устройство построено на основе использования упругого элемента, пружины

Третья глава посвящена исследованию стенда с упругим компенсирующим устройством Схема представлена на рис 2 Компенсирующее воздействие создается пружиной с жесткостью с , которая предварительно деформирована на величину Д

Д _ т2ГЮ1

2

Математическое описание этой схемы полностью соответствует системе уравнений (1) Коэффициент жесткости с2, в выражении для Ру, в данном случае,

соответствует коэффициенту жесткости пружины разгружающего устройства срт Величина силы разгрузки определяться как

=с2А = т2гсо20

Для решения уравнений движения (1) использовался метод последовательных приближений При нулевом приближении по координате Цг{1), рассматривалось уравнение

тгЧг (0 + ЪгЧг (0 + (с2 ~ (0 = Ща™ 8т(/ецй0,

из которого получено условие устойчивости

с2 > т2а>1 (4)

Это неравенство показывает, что соответствующим выбором коэффициента жесткости разгружающей пружины, можно добиться устойчивой работы стенда При выборе коэффициента жесткости, также необходимо избегать возможности попадания частоты свободных колебаний системы в рабочий диапазон частот вибрации Неравенство для определения коэффициента жесткости, исходя из этого условия, легко записывается

с2<аг)Ч-®>2

где /™" - нижняя граница диапазона частот вибрации

Для уточнения расчетных моделей было проведено исследование влияние механических характеристик двигателя на результаты Для этого сравнивались решения уравнений движения с учетом динамической и статической

характеристиками Полученные результаты позволили определить диапазоны изменения параметров, в которых приемлемо использование того или иного варианта В частности, в рамках параметров реально необходимого воздействия, достаточно учитывать статическую характеристику

Определив значение коэффициента жесткости из условия (4), проведена оценка конструктивной реализуемости разгружающего устройства с витой цилиндрической пружиной Сделан расчет диаметра прутка для изготовления пружины, а также оценена величина необходимого хода, для обеспечения уравновешивания всего диапазона центробежной силы Расчет показал, что при минимально возможной жесткости в 40000 Н/м, когда еще выполняется условие

<ш

Рис 2

Рис 3

(4), а частота свободных колебаний не попадает в диапазон вибрационных частот, диаметр прутка пружины оказался равным 50мм, а ход порядка 1,5м

Для изменения хода и параметров пружины, предложено уменьшить величину усилия предварительного поджатая, путем введения в схему дополнительной разгрузки в виде разгружающей массы на удлинителе В этом случае компенсирующее устройство

становиться комбинированным

Схема стенда представлена на рис 3 Разгружающая масса названа РМ, она устанавливается на диаметрально противоположной стороне от ВРУ В качестве соединяющего элемента РМ и ВРУ используется удлинитель в виде прутка, коэффициент жесткости которого суд При учете жесткости удлинителя вводиться

дополнительная обобщенная координата, перемещения РМ - <73(/), что приводит к увеличению количества уравнений движения

Величина силы разгрузки будет определяться выражением

где тъ - разгружающая масса, РМ, гъ - расстояние от оси вращения центрифуги до центра масс РМ в исходном положении

Устойчивость движения рассматриваемой системы сводиться к анализу критерия Сильвестра

с„>0,

СПС22 С21С12 ^

где с„ =сраз+суд-тгсой, с12=суд, с21 = суд, сгг=с^-тгсой

Основными конструктивными параметрами, влияющими на выполнение критерия Сильвестра, являются коэффициент жесткости с и соотношение масс

ВРУ и РМ Увеличение диапазона устойчивой работы, возможно осуществить двумя способами Первый заключается в увеличении значения параметра с , но

при этом возрастает частота свободных колебаний Второй, заключается в выборе определенных соотношений масс ВРУ и РМ

т2 ¡тъ > 1

Учет в системе дополнительной степени свободы приводит к появлению двух значений частоты свободных колебаний, одна из которых попадает в область вибрационной частоты испытательного воздействия Это видно из решения частотного уравнения

+ к\-т2с22 - тъсх,) + (с,,с22 -с21с12) = О

Вывод частоты свободных колебаний за диапазон воспроизводимых частот вибрации можно осуществить увеличением коэффициента жесткости удлинителя суд, причем это не влияет на устойчивость работы стенда Коэффициент жесткости можно увеличить несколькими вариантами уменьшением длины удлинителя, увеличением площади поперечного сечения, либо применением материла с модулем Юнга большим, чем у металла

Попадание одной из частот свободных колебаний в диапазон частот вибрационного воздействия приводит к появлению возможности возникновения резонанса Решение системы уравнений движения стенда, с учетом сил внутреннего сопротивления, возникающих в упругих элементах, показало, что резонансные амплитуды ограничены и не превышают допустимой величины

В рассматриваемой модели, существует зависимость положения ВРУ (смещение относительно нейтрального положения) от скорости переносного вращения С увеличением скорости, смещение увеличивается, что приводит к уменьшению максимальной амплитуды вибрационного воздействия Для минимизации этого смещения предложено усовершенствовать схему стенда, путем введения дополнительного узла (см рис 4)

Предварительная деформация Т)ог упругого элемента с жесткостью с01 дает возможность устанавливать силу поджатия в зависимости от изменения скорости о\, согласно выражению

_ т^о)1{сос-тг(о1)

Б II

МЕЦ

п

№

г^г

4,(1)

II р . I X щ

Проведенный анализ показывает, что рассматриваемая схема обеспечивает отсутствие смещения ВРУ и возможность получения заданного испытательного воздействия

Чз(Ч) Однако, применение

металлических упругих элементов обуславливает возможность

возникновения резонансных зон в области собственных частот всех трех пружин Избавиться от этого можно, используя пневматическую пружину, обладающую высокой собственной частотой

В четвертой главе рассматриваются вопросы использования пневматических устройств, для компенсации действия центробежной силы инерции Оцениваются два способа компенсации гидропневматический и пневматический при постоянном объеме камеры

Для определения упругой характеристики пневматической пружины рассмотрен частный случай модели гибкой оболочки, цилиндр с поршнем (см рис 5) Характеристика рассматриваемого упругого элемента представляется в виде

д

V///'/,

Рис 4

РиО + Рв

(5)

где у - показатель политропы, рв - внешнее давление окружающей среды, -начальная высота столба воздуха, Бп = лс!г/А - площадь поршня, с? - диаметр поршня, ри0 - начальное избыточное давление в поршне

Схема стенда с гидропневматическим способом компенсации, изображена на рис 6 Уравновешивание осуществляется изменением объема воздушной камеры 1, при изменении объема 2 жидкости (масла)

Схема другого способа разгрузки, пневматического при постоянном объеме камеры, приведена на рис 7 Создание компенсирующего усилия, в данном случае, осуществляется путем соответствующего изменения давления в камере цилиндра 1 Изменять давление, возможно с помощью воздушного компрессора

Рис 5

Рис 6 Рис 7

Математическое описание этих схем полностью соответствует системе уравнений (1) Используя выражение упругой характеристики (5) и методику изложенную во второй главе, получены условия устойчивости и выражения для определения частот свободных колебаний

Частота свободных колебаний, в случае использования гидропневматического способа, определяется зависимостью

V +Рио)т2

В случае использования пневматического способа при постоянном объеме камеры

\гР.$п . уга>1 2 V Кт2 К

Основными параметрами способными повлиять на частоту свободных колебаний, а также на устойчивость движения стенда, являются параметры 14

цилиндра \ и «I На рис 8 построены диаграммы, ограничивающие рабочие значения этих параметров Значения \ и с/, попавшие в серую зону обеспечивают устойчивое движение модели и величину частоты свободных колебаний стенда, меньше

10,--1 ------------------------зщ4

8

Ь0, м

в 4 2

01 Г П ~2 0 5 1 15 2

(1, и <3' н

а Компенсация по схеме рис 6 б Компенсация по схеме рис 7

Рис 8

Компенсация с использованием гидропневматического способа (см рис 6) оказывается менее выгодной в смысле компоновки устройства, размеры И0 и с? принимают большие значения Однако сделанный вывод не говорит о не пригодности рассмотренного способа Анализ показал, что его применение целесообразно при уменьшенных значениях верхнего предела диапазона по воспроизводимому линейному ускорению, а также при использовании комбинированной схемы компенсации, рассмотренной во второй главе Применение этого типа разгрузки не требует использования компрессора, а также позволяет быстрее реагировать на изменение скорости вращения центрифуги в автоматическом режиме управления

Случай компенсации с использованием пневматического способа (см рис 7), при заданном диапазоне линейных ускорений, оказывается более выгодным Размеры /¡0 и с/, принимают приемлемые значения

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1 Определены схемы разгружающих устройств для компенсации центробежной силы инерции в виброцентрифуге Сформулирован основной принцип их построения

2 Разработана и обоснована расчетно-динамическая модель виброротационной системы, выполнено ее математическое описание На базе составленных уравнений обоснована методика их решения

3 Для реализации единого подхода в сравнительных характеристиках различных схем компенсации, была предложена методика оценки выполнения требований к параметрам движения элементов стенда

4 Проведено исследование влияния конструктивных параметров устройств разгрузки на эксплуатационные свойства системы

5 С целью расширения функциональных возможностей компенсирующих устройств было предложено использование комбинированных схем разгрузок

6 В ходе работы предложен новый способ осуществления задания компенсирующего усилия, основанный на использовании пневматических и пневмогидравлических устройств Обозначены возможные границы его применимости

ПУБЛИКАЦИИ АВТОРА ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1 Козликин, Д.П. Динамические стенды для виброротационных испытаний [Текст] / Каразин В И , Козликин Д П , Хлебосолов И О // Научно-технические ведомости СПбГПУ -2006 -№3(45) - С 44-49

2 Козликин, Д.П. Исследование движения виброротационного стенда [Текст] / Каразин В И , Козликин Д П , Хлебосолов И О // XXXV неделя науки СПбГПУ Материалы Всероссийской межвузовской научно-технической конференции студентов и аспирантов - 2007 - Ч III - С 86-87

3 Козликин, Д.П. Динамическая модель виброротационного стенда [Текст] / Каразин В И, Козликин Д П , Слоущ А В , Хлебосолов И О // Теория механизмов и машин Периодический научно-методический журнал -2007 —№1(9) Том 5 -С 38-45

4 Козликин, Д.П. Об уравновешивании инерционных сил в виброцентрифугах [Текст] / Каразин В И , Козликин Д П, Хлебосолов И О // Теория механизмов и машин Периодический научно-методический журнал - 2007 - №2(10) Том 5 -С 63-71

Лицензия ЛР №020593 от 07 08 97

Подписано в печать 03 10 2007 Формат 60x84/16 Печать цифровая Уел печ л 1,0 Тираж 100 Заказ 2055Ь

Отпечатано с готового оригинал-макета, предоставленного автором, в Цифровом типографском центре Издательства Политехнического университета 195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул, 29 Тел 550-40-14 Тел/факс 297-57-76

ВВЕДЕНИЕ.

1. АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩЕЙ НАУЧНОЙ БАЗЫ РЕАЛИЗАЦИИ КОМПЕНСИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВ ВИБРОРОТАЦИОННЫХ СТЕНДОВ

1.1. Комплексные воздействия, воспроизводимые виброротационными стендами.

1.2. Обзор стендов, имитирующих виброротационные воздействия.

1.3. Анализ исследовательских работ по задаиию виброротационных воздействий, формулировка целей и задач.

1.4. Обоснование расчетной схемы стенда.

1.5. Основные результаты главы.

2. ПОСТРОЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ВИБРОРОТАЦИОННОГО СТЕНДА.

2.1. Описание динамической модели стенда.

2.2. Решение кинематической задачи.

2.3. Исследование движения стенда при постоянной силе разгрузки в режиме установившегося вращения центрифуги.

2.4. Линеаризация системы уравнений движения стенда в режиме установившегося вращения центрифуги при постоянной силе разгрузки.

2.5. Анализ полученных аналитических решений.

2.6. Основные результаты главы.

3. ОЦЕНКА ВОЗМОЖНОСТЕЙ СТЕНДА ПРИ РЕАЛИЗАЦИИ РАЗГРУЗКИ С ПОМОШЫО УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТОВ.

3.1. Исследование движения стенда с пружинным компенсирующим устройством.

3.2. Определение параметров стенда с пружинным компенсирующим устройством и сравнительный анализ полученных решений.

3.3. Составление уравнений движения стенда с комбинированным разгружающим устройством и определение его возможных параметров.

3.4. Решение уравнений движения стенда с комбинированным разгружающим устройством и определение рабочих зон задающих параметров.

3.5. Основные результаты главы.

4. СПОСОБ РАЗГРУЗКИ, ОСНОВАННЫЙ НА ИСПОЛЬЗОВАНИИ ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ПРУЖИНЫ.

4.1. Определение упругих свойств пневматической пружины и основных способов задания компенсирующего усилия.

4.2. Разгрузочное устройство, использующее гидропиевматический способ компенсации (с переменным объемом воздуха).

4.3. Разгрузочное устройство, использующее пневматический способ компенсации с постоянным объемом воздуха.

4.4. Построение комбинированной схемы компенсирующего устройства, использующего как пневматический, так и гидропиевматический способ разгрузки.

4.5. Основные результаты главы.

Требования к точности и надежности машин и приборов определяют технические условия их испытаний, что в свою очередь вызывает необходимость создания новых типов испытательного оборудования.

Существуют различные способы испытаний, среди которых наиболее распространенным является способ, использующий стандартное оборудование: вибростенды, центрифуги, климатические камеры и т. п. На котором изделие последовательно подвергается различным испытательным воздействиям. Результаты совокупности испытаний фиксируются и на их основании делаются соответствующие заключения. В таком виде испытаний, наряду с его простой реализацией, существуют и недостатки. Во первых, ни в коей мере не учитываются взаимные влияния испытательных воздействий. Во вторых, некоторые приборы имеют малый ресурс, поэтому не могут пройти длительного цикла последовательных испытаний, в результате чего приходиться проводить отдельные испытания на различных экземплярах изделия, что снижает возможность получения достоверных результатов.

Наиболее надежными и достоверными способами испытаний являются натурные испытания. Однако, учитывая большие затраты на их проведение и малую информативность, последние имеют ограниченное использование и применяются преимущественно для комплексной проверки всего изделия в целом.

Поэтому, с учетом сказанного, наиболее перспективным является создание специальных стендов, обеспечивающих максимальное приближение испытательного воздействия к реальным условиям эксплуатации объекта.

Так, к примеру, при работе двигательных установок летательного аппарата возникают вибрации широкого спектра частот, которые передаются на чувствительные элементы приборов системы управления. В то же время, необходимо, чтобы элементы системы управления точно определяли положения аппарата и были инвариантны к воздействиям подобного рода. При создании таких приборов должны проводиться многократные испытания, их дешевле производить на установке, способной имитировать динамические воздействия на аппарат при полете. К такому оборудованию относятся системы на которых воспроизводится вибрационное воздействие в поле линейного ускорения, так называемые стенды виброротационного воздействия. Указанное воздействие на стенде задается с помощью совмещения двух стандартных испытательных установок, вибростенда и центрифуги.

По этому направлению, в свое время, работал коллектив кафедры ТММ. В результате некоторого цикла исследовательских и конструкторских работ был получен определенный опыт по возможности создания таких машин. В связи с возобновившимся, в последнее время, интересом к подобным испытательным стендам, проблема их создания вновь становится актуальной.

Еще имеется достаточное количество задач, связанных с проектированием виброротационных стендов, среди которых определенное место занимает вопрос о необходимости компенсации действующей инерционной силы на подвижную систему установки. Так как для задания вибрационного воздействия используются вибростенды, то влияние этой силы может вызывать излишне большое смешение испытуемого объекта и как следствие уменьшать допустимые амплитуды вибрации.

В связи с отмеченным, основной целыо данной работы является: разработка научно-обоснованных рекомендаций по использованию различных принципов уравновешивания инерционных сил и методик расчета разгружающих устройств в определенном диапазоне воспроизводимых параметров, на виброротационном стенде.

Работа состоит из введения, четырех глав и заключения.

В первой главе рассматриваются различные способы задания виброротационпых испытательных воздействий. Определяются средства для их воспроизведения. Анализируются конструктивные схемы и теоретические исследования, существующие по данной тематике. Уточняется основная цель, а также обозначаются задачи, ограничивающие содержание настоящей работы.

Во второй главе разрабатывается и обосновывается расчетно-динамическая модель виброротационной системы и выполняется ее математическое описание. Решение составленных уравнений движения проводиться численными и аналитическими методами, в предположении о задании компенсирующим устройством постоянной силы разгрузки. На основании полученного аналитического решения определяется условие устойчивости движения системы, формулируются рекомендации по способу задания разгружающего усилия.

В третьей главе, рассматривается уточненная модель устройства, в которой в качестве компенсирующего элемента используется пружина. Исследуется вопрос влияния статической и динамической характеристик двигателя на движение. Оценивается возможность использования комбинированной схемы разгрузки.

В четвертой главе рассматриваются вопросы использования пневматических устройств, для компенсации действия центробежной силы инерции. Оцениваются два способа компенсации: гидропневматический и пневматический при постоянном объеме. Исследуется вопрос их совмещения.

Основные результаты работы:

1. Определены схемы разгружающих устройств для компенсации центробежной силы инерции в виброцеитрифуге. Сформулирован основной принцип их построения.

2. Разработана и обоснована расчетно-динамическая модель виброротационной системы, выполнено ее математическое описание. На базе составленных уравнений обоснована методика их решения.

3. Для реализации единого подхода в сравнительных характеристиках различных схем компенсации, была предложена методика оценки выполнения требований к параметрам движения элементов стенда.

4. Проведено исследование влияния конструктивных параметров устройств разгрузки на эксплуатационные свойства системы.

5. С целью расширения функциональных возможностей компенсирующих устройств было предложено использование комбинированных схем разгрузок.

6. В ходе работы предложен новый способ осуществления задания компенсирующего усилия, основанный на использовании пневматических и пневмогидравлических устройств. Обозначены возможные границы его применимости.

130

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результатае проделанной работы можно сделать основной вывод о том, что принцип построения разгружающего устройства определяется использованием упругого элемента, с помощью которого осуществляется задание компенсирующего усилия. В качестве упругого элемента могут выступать металлические или пневматические пружины. Функциональное предназночение упругого элемента, состоит в том что, он обеспечивает возникновения восстанавливающих сил, которые в свою очередь влияют на устойчивость системы.

Соответствующим выбором параметров этих упругих элементов возможно увеличение зоны устойчивости и как следствие расширение диапазона испытательного воздействия. Так на примере использования цилиндрической пружины было показано, что реализация заданного диапазона испытаний осуществляется надлежащим подбором ее коэффициента жесткости.

Однако при увеличении угловой скорости переносного движения размеры пружины становяться большими, что затрудняет ее использование. В этом случае целесообразно применить упруго-массовую компенсацию. Суть которой состоит в том, что частичное уравновешивание инерционной силы осуществляется дополнительной массой. Величина этой массы определяется из условия приемлемости параметров пружины.

Использование пневматического упругого элемента имеет ряд преимуществ перед металлической пружиной. В частности, собственные частоты металлических пружин могут попадать в рабочий диапазон воспроизводимых вибратором, а у пневматических собственная частота значительно выше. Кроме того, легко реализуется автоматическое регулирование жесткости и силы разгрузки в процессе испытаний.

Исследование двух схем реализации пневмо-разгрузки (с постоянным и переменным объемом) показало целесообразность их использования.

Примененение предложенных способов компенсации и их комбинаций позволяет обеспечить воспроизведение широкого диапазона измененения парметров испытаиий.

1. А. с. СССР. Стенд для испытания изделий на комбинированное воздействие вибрационных и линейных ускорений. / Кучумов Ю. Ф. (СССР) - № 605142; опубл. 30.04.78, Бюл. № 16.

2. А. с. СССР. Стенд для испытания изделий на комбинированное воздействие вибрационных и линейных ускорений. / Каразин В. И., Соколюк В. Н. (СССР) № 920429; опубл. 15.04.82, Бюл. № 14.

3. А. с. СССР. Стенд для испытания изделий на комбинированное воздействие вибрационных и линейных ускорений. / Богачепков Л. А., Ваняшов П. Г., Головчинер Я. В. и др. (СССР) № 489018; опубл. 25.10.75, Бюл. №39.

4. А. с. СССР. Стенд для испытания изделий на комбинированное воздействие постоянных и вибрационных ускорений. / Волошинов В. А., Каразин В. И, Соколюк В. Н. (СССР) № 823932; опубл. 23.04.81, Бюл. № 15.

5. А. с. СССР. Электромагнитная компенсация веса подвижной системы электродинамического вибрационного стенда. / Васютинский С. Б., Нагаенко Г. И. (СССР) № 112649; опубл. 01.04.57, Бюл. № 5.

6. Андреева, Л. Е. Упругие элементы приборов. 2-е изд. М.: Машиностроение, 1981.

7. Андреева, Л. Е., Пономарев С. Д. Расчет упругих элементов машин и приборов. М.: Машиностроение, 1980.

8. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя: В 3 - х т. 8 - е изд. / Под. ред. Жестковой И. Н. - М.: Машиностроение, 2001.

9. Бабаков И. М. Теория колебаний. 2-е изд. -М.: Наука, 1965.

10. Башта, Т. М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика: Учеб. для вузов . -М.: Машиностроение, 1972.

11. Божко А. Е., Пермяков В. И., Пушня В. А. Методы проектирования электро механических вибро - возбудителей. - Киев.: Наукова думка, 1989.

12. Бутении Н. В., Лунц Я. Л., Меркин Д. Р. Курс теоретической механики. -5-е изд. СПб.: «Лань», 2002.

13. Васютинский С. Б., Нагаенко Г. Л. Конструктивные схемы и основные уравнения электродинамических вибрационных стендов // Труды ЛПИ. №192.-Л.- 1958.

14. Вульфсон И. И. Динамические расчеты цикловых механизмов. Л.: Машиностроение, 1976.

15. Вульфсон И. И. Нелинейные задачи динамики и прочности машин / Под ред. BJI. Вейца. Л.: ЛГУ, 1983.

16. Гантмахер Ф. Р. Теория матриц. М.: Наука, 1967.

17. Геикин М. Л, Русаков А. И., Яблонский В. В. Электро динамические вибраторы. -М.: Машиностроение, 1975.

18. Евграфов А. Н., Каразин В. И., Красильщиков М. Я., Смирнов Г. А. Центробежный испытательный стенд. // Механика машин. М.: Наука, 1979.-Вып. 55.

19. Каразин В. И. Теоретическое и экспериментальное исследование испытательно градуировочной центрифуги; дис. . канд. техн. наук. -Л.: ЛПИ, 1974.

20. Коловский М. 3. Динамика машин. Л.: Машиностроение, 1989.

21. Коловский М. 3. Нелинейная теория виброзащитных систем. М.: Наука, 1966.

22. Куликов Б. В. Оборудование для испытания аппаратуры и ее элементов на вибрацию и акустические шумы. // Вибрационная техника. М.: МДНТП, 1968.

23. Машиностроение: энциклопедический справочник. / гл. ред. Чудаков Е. А. -М.: Машгиз, 1947.

24. Пановко Я. Г. Введение в теорию механических колебаний. 2-е изд. -М.: Наука, 1980.

25. Пановко Я. Г. Внутреннее трение при колебаниях упругих систем. М.: Гос. изд. физ. - мат. лит., 1960.

26. Патент РФ. Стенд для испытании изделия на совместное воздействие вибрационных и линейных ускорений. / Байрак В. В (РФ) № 2239808; опубл. 11.10.04.

27. Певзнер Я. М., Горелик А. М. Пневматические и гидропневматические подвески. М.: МАШГИЗ, 1963.

28. Петров Г. И. Виброротационный испытательный стеид и погрешности воспроизводимых им воздействий, дис. . канд. техн. наук. JL: ЛПИ, 1987.

29. Прочность. Устойчивость. Колебания: Справочник. В 3 х т. / Под. ред. Биргера И. А., Пановко Я. Г. -М.: Наука, 1968.

30. Равкин Г. О. Пневматическая подвеска автомобиля. / Под ред. Лапина А. А. -М: МАШГИЗ, 1962

31. Расчеты на прочность в машиностроении. Том 3. / Под общ. ред. Пономарева С. Д. М.: МАШГИЗ, 1959.

32. Соколюк В. Н. Воспроизведение виброротациопных воздействий. Автореферат кандидатской диссертации, дис. . канд. техн. паук. Л.: ЛПИ, 1987.

33. Степанов В. И., Комаров 10. И. Устройство для разгрузки подвески виброплатформы электродинамических стендов. // Вибрационная техника. М.: МДНТП, 1970.

34. Тимошенко С. П. Колебания в инженерном деле. М.: Наука, 1967.

35. Хвингия М. В. Вибрации пружин. М.: Машиностроение, 1969.

36. Шлихтипг Г. Теория пограничного слоя / Пер. с 5 го нем. изд. - М.: Наука, 1969.

37. Jonett Revavy. A driven platform (soft test stand) for vibration environment simulation. Institute of Environmental Sciences, Annual Technical Meeting Proceedings, 1965.

38. Rodgers J. D., Cericola F., Doggett J. W., Young M. L. Vibrafuge: Combined Vibration and Centrifuge Testing. Shok and Vibration Symposium. SAND89 1659C. 1989.39. www.blms.ru/GW/ED-table.htm // Электронный интернет ресурс.