Разработка динамических гасителей угловых колебаний с дополнительными связями

Характерная особенность современных машин — большие мощности, высокие скорости, значительные усилия, возникающие в процессе работы. Вместе с тем, быстроходные машины являются более производительными, легкими и экономичными. Все это создает тяжелые в динамическом отношении условия их эксплуатации. Соответственно при проектировании становится важным, а порой просто необходимым уменьшение динамической нагруженности кинематических цепей привода машины и вибрационной активности исполнительных и передаточных механизмов.

В этой связи актуальной является разработка новых эффективных средств уравновешивания и виброзащиты, отличающихся малыми габаритами, надежностью и высокими показателями, связанными с выполнением их целевой функции.

В развитие этой проблемы данная работа, в частности, посвящена исследованиям в области структурного синтеза и изучения свойств схемных вариантов динамических гасителей угловых колебаний с дополнительными связями и ориентирована на совершенствование технических идей и решений, заявленных, прежде всего в работах Терских В. П., Алексеева A.M., Генкина М. Д., Елисеева С. В., Коренева Б. Г., Швецова В. Т. и других исследователей.

В диссертации в качестве объекта исследования рассматриваются динамические гасители угловых колебаний, снабженные зубчатыми механизмами как устройствами, которые формируют дополнительные динамические связи, увеличивающие энергоёмкость и рабочий частотный диапазон этих гасителей. Значительное внимание отводится вопросам эффективного применения в гасителях данного типа диссипативных элементов, расширяющих их функциональные возможности.

Таким образом, целью данной работы является уточнение известных методов синтеза динамических гасителей с зубчатыми механизмами преобразования движения, упругими и диссипативными элементами и изыскание путей повышения эффективности этих устройств.

Общая методика исследования основывается на научных положениях динамики машины, теории колебаний и уравновешивания, методах их структурного анализа и синтеза, включая элементы динамического программирования, математического моделирования с применением аналитических методов и средств вычислительной техники. Принимается во внимание и накопленный опыт эксплуатации динамических гасителей пассивного типа с различными механизмами преобразования движения. Научная новизна работы заключается:

— в совершенствовании методики структурного синтеза динамических гасителей с зубчатыми механизмами преобразования движения и диссипативными элементами;

— в развитии систематики данного типа динамических гасителей;

— в описании свойств схемных вариантов гасителей угловых колебаний с механизмами преобразования движения и вязким трением;

— в уточнении методик отыскания рациональных параметров динамических гасителей с зубчатыми механизмами преобразования движения. Практическая ценность работы определяется возможностями широкого применения разработанных методов с соответствующим программным обеспечением к поиску и проектированию рациональных вариантов динамических гасителей данного типа.

Описания свойств энергоемких гасителей крутильных колебаний пополняют знания в области снижения динамической нагруженности машин, позволяют конструктору вести поиск системно, оценивая предельные возможности и области существования проектируемых устройств с малыми затратами времени.

В соответствии с этим первый раздел диссертации содержит анализ состояния и развития задачи уменьшения динамической нагруженности приводов машин, работающих на стационарных установившихся режимах.

Вследствие этого анализа уточняются известные и ставятся новые задачи, прежде всего внутреннего уравновешивания передаточных механизмов путем установки на главный вал машины динамического гасителя применительно к уменьшению крутильных колебаний этого вала и далее по кинематической цепи соответственно нагруженности передаточных механизмов. Анализируются также и методы разработки динамических гасителей с дополнительными связямиособое внимание уделяется динамическим гасителям с трением, анализу выбора оптимальных значений гасителей с вязким трением. В результате определены задачи, положенные в основу диссертации.

Во втором разделе диссертации рассмотрены особенности структуры динамических гасителей угловых колебаний с зубчатыми механизмами, упругими и диссипативными элементами. При этом структурный анализ динамических гасителей основывается на применении обобщенных структурных схем, ранее предложенных в работах [45], [46]. Здесь же уточнены и обобщенные математические модели динамических гасителей с учетом наличия в них диссипативных элементов. Составлен алгоритм поиска рациональных вариантов схем гасителей с данными механизмами преобразования движения и вязким трениемс этой целью систематизированы и уточнены критерии качества (оценки) вариантов динамических гасителей, составлено программное обеспечение.

Анализ типовых структурных групп гасителей с вязким трением выполнен в третьем разделе диссертации. Причем, описанию свойств подлежат схемные варианты динамических гасителей, отличающиеся наибольшей эффективностью по результатам исследований, приведенных в [47], где такой анализ проведен без учета сил вязкого трения. Это, в частности, динамический гаситель с корректором угловых колебаний [4], инерционным нагружателем [29,30], с дифференциальным механизмом преобразования движения [5]- все эти системы с динамическим гасителями рассмотрены при числе степеней свободы Н=2. С указанной целью проведен расчет работы сил вязкого трения в диссипативных элементах динамического гасителя и составлены зависимости, позволяющие определять максимальную величину этой работы при соответствующем подборе передаточного отношения механизма преобразования движения гасителя. Составлены амплитудно-частотные характеристики гасителей при их настройке на уравновешивание реактивного момента, нагружающего корпус машины.

В четвертом разделе диссертации выполнен структурный анализ колебательных систем с зубчатыми механизмами преобразования движения и двумя упругими элементами при числе степеней свободы такой системы, равном трем. В результате выявлены виды связей в таких гасителях и структурные группы, объединяющие гасители по признакам размещения уравновешивающих контуров динамического гасителя по отношению к главному валу машины и видам связей между этим валом и контурами. Изучены особенности и возможности настройки гасителей данного типа, выявлены наиболее перспективные схемы динамических гасителей, намечены пути повышения их эффективности.

В пятом разделе продолжено рассмотрение вопросов проектирования рациональных динамических гасителей с механизмом преобразования движения. В частности, обращается внимание на ограничения по выбору верхнего предела передаточного отношения механизма преобразования движения гасителя, связанные с увеличением времени разбега машины и дополнительного нагружения её главного вала со стороны гасителя. При этом составлены методики расчета разбега машины с традиционным гасителем угловых колебаний и зависимости, описывающие скорость вращения главного вала и приведенных масс гасителя, величины моментов сил инерции, нагружающие этот вал при разбеге, при наличии механизма преобразования движения. Анализ этих зависимостей позволил разработать рекомендации по ограничению времени разбега и величины максимального крутящего момента.

В заключении сформулированы основные научные результаты и практическая значимость работы.

В целом диссертация состоит из введения, пяти основных разделов и заключения. Основной текст изложен на 145 страницах машинописного текста, содержит 87 рисунков, 9 таблиц, список технической литературы состоит из 57 наименований.

5.3.Выводы по главе.

1. На основе результатов исследований, полученных в предыдущих главах диссертации, утверждается, что наиболее эффективный путь повышения качества работы динамического гасителя с механизмом преобразования движения — это увеличение его инерционности, которое достигается подбором передаточного отношения зубчатого механизма гасителя. Вместе с тем верхний предел приведенного момента инерции гасителя должен быть ограничен в связи с увеличением времени разбега машины и дополнительно инерционного нагружения. По этой причине поставлена задача исследования разбега машины, главный вал которой снабжен динамическим гасителем угловых колебаний.

2. Рассмотрена задача разбега машины, снабженной традиционным динамическим гасителем угловых колебаний, состоящим из упругого элемента и маховой массы. Решение этой задачи осуществлено в линейном варианте, т.к. прежде всего отыскивается предельное значение маховой массы обеспечивающее заданное время разбега и величину дополнительного момента сил, нагружающего вал машины со стороны гасителя. Показано, что закон изменения скорости вращения вала представлен затухающей гармонической функцией, частота изменения которой определяется инерционными упругими характеристиками колебательной системы, скорость затухания определяется постоянной времени. Описание дополнительного крутящего момента представлено также затухающей гармонической функцией, которая при выходе машины на установившийся режим стремится к нулю.

3. При установке на машину динамического гасителя с механизмом преобразования движения собственная частота колебательной системы и постоянная времени изменяются в зависимости от массовых характеристик механизма преобразования движения и структуры этого механизма.

4. Показано, что в первом приближении оценка величины времени разбега может быть выполнена на основе анализа математической модели движения главного вала при коэффициенте жесткости упругого элемента гасителя, стремящегося к бесконечности (рассматривается вал с жестким соединением с механизмом преобразования движения гасителя). На основе этого расчета устанавливается доминирующая закономерность увеличения времени разбега по мере возрастания приведенного момента инерции гасителя. Второе приближение соответствует решению нелинейности трансцендентности уравнения, которое в случае необходимости решается итерационными методами с применением ЭВМ.

5. В выполненных расчетах величина коэффициента линеаризации характеристики двигателя v исключает из рассмотрения возможный процесс перерегулирования разбега, что, очевидно, не допустимо при более жесткой характеристике двигателя.

6. Максимальная величина крутящего момента сил инерции, дополнительно нагружающего главный вал машины со стороны гасителя в первом приближении линейно возрастает по мере увеличения инерционности механизма преобразования движения гасителя.

7. Выявленные закономерности при заданном времени разбега и максимальной величине момента сил инерции, нагружающего вал машины со стороны динамического гасителя, позволяют ограничить инерционность динамического гасителя и повысить работоспособность машины в целом.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

.

1. Выполненные исследования, развивая известные подходы в области виброзащиты и динамики машины, позволили усовершенствовать методику синтеза динамических гасителей угловых колебаний с механизмами преобразования движения и диссипативными элементами, наметить новые пути повышения эффективности этих устройств.

2. С целью рациональной организации процедур поиска схемных вариантов динамических гасителей с дополнительными связями, отличающихся повышенной эффективностью, продолжена разработка универсального алгоритма их структурного синтеза, основа которого базируется на представлении существования множества структурных вариантов устройств, объединяемых обобщенными структурными схемами с диссипативными элементами.

3. На основе преобразований обобщенной структурной схемы с зубчатым механизмом преобразования движения проанализированы возможности введения в эти структуры диссипативных элементов и определены места их размещения в данных устройствах. В результате сформированы структурные группы динамических гасителей с вязким трением.

4. Уточнены математические модели динамических гасителей с диссипативными элементами и общий алгоритм решения задачи. Учитывая особенности ранней стадии проектирования (этап структурного синтеза), заведены критерии оценки качества виброзащитных свойств динамического гасителя. В частности, выделено пять критериев, которые позволяют вести оценку эффективности влияния диссипативного элемента на качество виброзащиты. При этом особую важность приобретает оценка работы сил трения за цикл колебаний в рассматриваемых системах.

5. Изучены свойства типовых динамических гасителей с механизмом преобразования движения, отличающихся наибольшей эффективностью с точки зрения возможности увеличения инерционности гасителя при ограничении его габаритов. Это динамический гаситель с корректором угловых колебаний, с инерционным нагружателем и с дифференциальным механизмом преобразования движения. Установлено, что наибольшая эффективность введения диссипативного элемента в структуру гасителя достигается в динамическом гасителе с корректором угловых колебаний, в кот ром при малой маховой массе и повышенном числе оборотов этой массы по сравнению со скоростью вращения главного вала достигается максимальное рассогласование между углами поворота маховой массы гасителя и быстроходным валом корректора колебаний.

Введение

сил вязкого трения практически не влияет на значение резонансной частоты. Вместе с тем амплитуда колебаний на резонансах существенно понижается. Это может быть использовано для расширения частотного диапазона работы гасителя. Для данного гасителя работа сил трения за цикл в зависимости от коэффициента демпфирования имеет экстремум. Передаточное отношение механизма преобразования движения динамического гасителя данного типа следует увеличивать до максимально возможной величины. При этом амплитуда колебаний на оптимальной настройке имеет тенденцию к уменьшению независимо от величины коэффициента демпфирования.

6. Динамический гаситель с инерционным нагружателем в качестве маховой массы гасителя снабжен механизмом преобразования движения, существенно увеличивающим приведенный момент инерции гасителя. По своим свойствам такая схема максимально приближена к традиционному гасителю угловых колебаний и отличается от него лишь возможностью значительного увеличения момента инерции гасителя при ограничении габаритов устройства в целом. В отличии от динамического гасителя с корректором угловых колебаний с увеличением инерционности динамического гасителя данного типа работа сил вязкого трения уменьшается, т.к. понижается величина рассогласования углов поворота главного вала машины и входного звена гасителя. При этом экстремальное значение работы сил трения смещаются в сторону больших значений коэффициента демпфирования по сравнению с предыдущим гасителем.

7. Изменение передаточного числа в динамическом гасителе с дифференциальным механизмом преобразования движения оказывает влияние на величины приведенных моментов инерции гасителя и вала машины одновременно. Это положительно влияет на расширение рабочего частотного диапазона динамического гасителя. Размещение диссипативного элемента в этом гасителе является спорным в связи с тем, что такой элемент может быть установлен параллельно с упругим элементом, соединяющим зубчатое колесо с внутренними зубьями с корпусом машины. Амплитуда колебаний этого колеса существенно уменьшается по мере увеличения передаточного числа механизма преобразования движения. Соответственно уменьшается и работа сил трения. Динамический гаситель с дифференциальным механизмом преобразования движения целесообразно применять при комплексном уравновешивании главного вала машины и ее корпуса одновременно.

8. Выполнен анализ гасителей с двумя колебательными контурами. Показано, что с помощью таких гасителей возможна настройка как на гашение одной так и двух доминирующих гармоник возмущающего момента. В структурном отношении уравновешивающие контуры таких динамических гасителей могут размещаться оси параллельно на главном валу машины так и последовательно с установкой между ними и главным валом упругих и кинематических связей. Изучены варианты настройки динамического гасителя с двумя уравновешивающими контурами: на одну или две гармоники переменной составляющей момента сил, нагружающего главный вал машины, реактивный момент или комплексное уравновешивание. Показано, что простейшие варианты настройки получаются при параллельном размещении уравновешивающих контуров и выполнении условий, обеспечивающих эффект антимаховика. В общем случае поведение колебательной системы с двумя уравновешивающими контурами описывается амплитудно-частотными характеристиками с двумя резонансными частотами, отличными от нуля. При настройке динамического гасителя с параллельным размещением этих контуров на одну доминирующую гармонику лучшее качество уравновешивания получается в случае, если коэффициент демпфирования одного из диссипативных элементов равен нулю. При этом на оптимальной частоте настройки амплитуда колебаний теоретически стремится к нулю, а на резонансных частотах ее значения будут ограничены.

9. Предлагается ограничения инерционности динамического гасителя с механизмом преобразования движения ориентировать прежде всего на заданное время разбега и величину максимального момента сил инерции, нагружающего главный вал машины со стороны гасителя. С этой целью рассмотрена задача, связанная с исследованием разбега машины, снабженной традиционным гасителем и динамическим гасителем с механизмом преобразования движения. Показано, что законы изменения скорости вращения главного вала машины и приведенной маховой массы гасителя, а также момента сил инерции описываются затухающими гармоническими функциями, частота которых определяется инерционными и упругими характеристиками данной колебательной системы. Установлено, что при малых значениях коэффициента линеаризации статической характеристики двигателя в первом приближении время разбега и дополнительный максимальный момент сил инерции со стороны гасителя будет увеличиваться пропорционально росту приведенного момента инерции гасителя.