Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

книги из ГПНТБ / Грибов, М. М. Регулируемые амортизаторы радиоэлектронной аппаратуры

.pdf
Скачиваний:
23
Добавлен:
19.10.2023
Размер:
5.37 Mб
Скачать

ты соо для начальной статической нагрузки Ра п круго­ вой частоты со; для текущей статической нагрузки Р-,.

Из формулы (2.19) круговая частота малых собст­ венных колебаний для начальной статической нагрузки

o==V A ioY&//'.i<A>,

(4.16)

где Ь0— приведенная высота столба сжатого газа, соот­ ветствующая начальной статической нагрузке А).

Круговая частота небольших собственных колебаний для текущей статической нагрузки Pi

“>i= VPaitg! РпА,

(4.17)

где pa.i — абсолютное начальное давление;

ц „;— избы­

точное начальное давление; bt— приведенная высота столба сжатого газа, соответствующая текущему зна­ чению статической нагрузки Pi.

Приведенные высоты столбов сжатого газа в рассма­ триваемой задаче равны

bo=Vo/S,

(4.18)

bi = Vi/S.

(4.19)

Разделив выражение (4.16) на выражение

(4.17), полу­

чим

 

b _ Au/Ao _ ь

 

Риг/Рич

 

Отсюда с учетом выражений (4.18) и (4.19)

находим те­

кущее значение объема сжатого газа, соответствующего текущему значению статической нагрузки,

V i=

Риг!Рич

(4-20)

 

 

Таким образом, для обеспечения полной изохронно­ сти подвески устанавливают рабочий объем упругого элемента для некоторой начальной статической нагруз­ ки в соответствии с оптимальной частотой собственных колебаний элемента и изменяют этот рабочий объем при переходе на любую заданную нагрузку прямо пропор­ ционально отношению абсолютных давлений и обратно пропорционально отношению избыточных давлений для заданной и начальной статических нагрузок. При этом

70

необходимо помнить, что постоянный статический уро­ вень h упругого элемента поддерживается за счет изме­ нения рабочего давления вручную или автоматически посредством регулятора уровня [71].

В общем случае способ обеспечрния полной равночастотиости пневматических амортизаторов состоит

вследующем.

1.Устанавливают начальный рабочий объем упру­

гого элемента для некоторой статической нагрузки Ро из условия получения оптимальной частоты собственных колебаний соо. В простейшем случае эту операцию выпол­ няют, например, по шкале, нанесенной на штоке в едини­ цах объема или непосредственно в единицах статической нагрузки.

2. При переходе на заданную статическую нагрузку P i изменяют начальный рабочий объем Уо упругого элемента прямо пропорционально отношению абсолют­

ных давлений p a i l p a o и обратно пропорционально

отно­

шению избыточных давлений p „ i / p n о при заданной

(P i)

и начальной (Ро) статических нагрузках. Эта операция также может быть осуществлена при помощи упомяну­ той шкалы на штоке. Давления рщ , раа, Рпь Рпо опреде­ ляются по следующим формулам:

Р\Л —

Po/S,

Pni — P i/S , Рай —

=

ЯпО +

Яп, P a i = /7m + Pm

где р п — внешнее давление.

ная

Пример. Пусть Яо=Ю0 Н. Я, = 1000

II, S=30- 10-1 м2, оптималь­

частота

собственных

колебании

Шо=30 с-1. Тогда р мо =

=0,33-10= Па, Дло= 1,33 • 10=

Па. />„, = 3,3 • 10s Па, /?„ (= 4,3 • 105 Па.

Из

формулы

(4.16) 6o = 6-10~2 м. Соответственно

Ио = 6о5 — 180 • Ш_6 м3.

Объем Vi, который нужно установить для обеспечения изохронности (сй,- = соо) при нагрузке Я, = 1000 Н, определим по формуле (4.20):

Vi = 58-10-® м3.

При этом 6г=1,9-10-2 м, а ш,-= (Оо = 30 с~(, т. е. имеем полную изо­ хронность.

На рпс. 4.6 показана зависимость объема сжатого газа от статической нагрузки (избыточного давления сжатого газа) для равночастотного амортизатора. Из рассмотрения графика следует, что описанный выше способ обеспечения полной изохронности может эффек-

71

t iib h o использоваться при низких избыточных давлениях Ри^.1,5-105 Па. При рп> 1,5-105 Па ■ пневматическая

подвеска

практически

является

изохронной; при этом

 

 

 

 

 

 

 

 

 

изменение

 

статической

 

 

 

 

 

 

 

 

 

нагрузки должно

 

компен­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

сироваться

 

пропорцио­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

нальным увеличением

из­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

быточного

 

давления

в

 

 

 

 

 

 

 

 

 

упругом

 

элементе.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Теперь рассмотрим спо­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

соб

регулирования часто­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ты

собственных

 

колеба­

Рис. 4.0. Зависимость объема сжа­

ний пневматических амор­

того

газа от избыточного давле­

тизаторов,

который

в

ря­

ния

для

павночастотпого аморти­

де

 

практических

 

случаев

 

 

 

затора.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

может быть

полезен

 

для

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

устранения

 

резонанса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Сущность способа состоит

 

 

 

 

 

 

 

 

 

в

том,

что

 

при

постоян­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ной

статической

нагрузке

 

 

 

 

 

 

 

 

 

осуществляется

 

бессту­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

пенчатое

изменение

рабо­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

чего объема сжатого га­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

за и при этом одновре­

 

 

 

4

 

 

 

 

 

менно

статический

 

уро­

0

1 1

 

 

6

8

В, см

вень

 

амортизируемого

Рис. 4./. Зависимость частоты ма­

объекта

 

поддерживается

постоянным

(Л = const).

лых

собственных

колебаний

от

приведенной

высоты

столба

сжа­

Так

как

статическая

на­

 

 

 

того

газа.

 

 

грузка

постоянна,

в

фор­

 

 

 

 

 

 

 

 

 

муле (2.19) все парамет­

ры, кроме приведенной высоты

столба

сжатого

газа,

оказываются

постоянными, т. е.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

шо = k / y b t

 

 

 

 

 

 

 

(4.21)

где

k=V P aolg/P m -

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

На

рис.

4.7

показана

зависимость

частоты

малых

собственных колебаний /о= соо/2тс от приведенной высоты столба сжатого газа Ь. Из графика видно, что при уве­ личении приведенной высоты столба сжатого газа от 4 до 25 см частота собственных колебаний уменьшается примерно в два раза.

Практическое использование способа ограничивается габаритами дополнительного объема сжатого газа,

72

5. Ударное воздействие на объект1, установленный на пневматических амортизаторах

5.1.Общие сведения об ударном воздействии

Вмеханике [43] классическим примером ударного воздействия является силовой импульс, который харак­

теризует воздействие бесконечно большой силы в тече­ ние бесконечно малого промежутка времени, вызываю­ щее изменение количества движения системы на конеч­ ную величину. Такой «мгновенный» удар является идеа­ лизацией, которая не всегда пригодна для описания реальных ударных воздействий.

В теории амортизационных систем термин «удар» имеет более широкий смысл: ударом называется кратко­ временное воздействие на систему достаточно больших внешних сил.

При ударе происходит конечное изменение скорости v, а следовательно, и количества движения tnv за весь­ ма малый промежуток времени, называемый длительно­ стью импульса т. Ударное воздействие характеризуется законом изменения ударной силы Q(t). На рис. 5.1 поканы некоторые возможные простые формы ударных им­ пульсов £38]. К ударным импульсам простой формы отно­ сят скоростной удар, вызываемый изменением ускоре­ ния, скорости, смещения. Форма таких импульсов мо­ жет быть описана достаточно простой математической

Рис. 5.1. Простые формы ударных импульсов:

а — ступенчатый;

б — полусинусондальный; в — прямоугольный: г — пило­

образный;

д— синусоидально-экспоненциальный; е — линейно-экспоненциаль­

 

 

ный; ж —- знакопеременный.

 

Рис.

5.2. Сложная форма ударного импульса.

73

формулой. На рис. 5.2 изображен ударный пмпулЬс сложной формы [38]. Импульс сложной формы может быть представлен энергетическим спектром. Во всех слу­ чаях независимо от формы удара

i Q.(0 т'л.О.д.пр1,1

(5.1)

Q (0 = 0 при_Г> т.

J

Ускорения, возникающие в РЭА при ударных воздей­ ствиях, могут вызывать большие повреждения аппара­ туры и нарушать ее работу. Очевидно, что при жестком креплении аппаратуры на основании, воспринимающем сильные удары, узлы и детали РЭА получают значи­ тельные ускорения. Например, при ударе снаряда о бро­ ню па расстоянии нескольких метров от места распо­ ложения РЭА, жестко прикрепленной к степе, ее узлы получают ускорения примерно 300 ... 400g [34]. Наряду с амплитудой и длительностью ударного импульса часто в технических требованиях на испытание РЭА оговари­ вают также форму импульса. Например, в американских технических условиях [30] часто используется ударный импульс в форме полусннусоиды с длительностью 11 ± ±1 мс и амплитудой 15 и 30g\ Импульс с амплитудой 15g соответствует резкой посадке самолета, а импульс с амплитудой 30g является характерным для аварийной посадки.

Пилообразный ударный импульс с временем нараста­ ния, равным 6 мс, амплитудой 100^ и длительностью участка спада 1 ... 5 мс применяется в США при испы­ таниях РЭА, устанавливаемой на управляемых снаря­ дах.

Приведенные примеры говорят о том, что в послед­ нее время все сильнее проявляется интерес к работам по созданию ударных испытательных установок, позво­ ляющих получать ударные нагрузки с тремя перемен­ ными параметрами: амплитудой, длительностью им­ пульса и формой импульса [1, 7].

Классическая линейная теория виброзащитных си­ стем [1—3, 33—36, 38, 60, 63, 66, 67, 71, 72] основывает­ ся на замене реального упругого амортизатора его идеа­ лизированной моделью—-линейным амортизатором.

Для облегчения понимания процессов, происходящих при воздействии ударов на нелинейную колебательную систему, напомним читателю основные положения линей­ ной теории. Динамическая составляющая реакции амор-

74

тизатора представляется в виде суммы двух сил — упру­ гой силы, пропорциональной деформации, и силы сопро­ тивления, пропорциональной скорости деформации:

W(w, ib) =cw + bw,

(5.2)

где с — коэффициент жесткости; b — коэффициент сопро­ тивления.

Уравнение движения системы с одной степенью сво­ боды при ударном воздействии имеет вид

mw+W(w, w )=Q (t).

(5.3)

Подставляя (5.2) в (5.3), получаем

 

mw + bib + cw = Q (t).

(5.4)

Полагая аг = с//я, 2h — bjrn,

 

приводим уравнение (5.4) к виду

 

w-^-2hw-\-w'2w= Q(t)fm3

(5.5)

Общее решение такого уравнения складывается из об­ щего решения соответствующего однородного уравнения и частотного решения неоднородного уравнения.

При начальных условиях t = 0, w= wq, гЬ = гЬо общее решение уравнения (5.5) имеет вид [43]

 

w~='e~!,t (w0cos Xt -j-

lw° sin XtJ -f-

 

 

t

 

 

 

+ ш f e~" ('“ " ’sin x V~

*') Q(П dt'>

(5-6)

 

6

 

 

где X=

to2 — Hr *

 

 

Обычно ограничиваются определением установивше­ гося движения, соответствующего достаточно большим значениям t. Так как при наличии демпфирования (1г> 0) свободные колебания, соответствующие первому слагаемому в выражении (5.6), затухают, установив­ шееся движение не зависит от начальных условий и полностью определяется видом внешнего воздействия.

Таким образом, t

w = _L j е~Л

sin Я (t - f)'Q (Г) d f .

(5.7)

о

 

 

75

Подставляя это выражение в формулу (5.2), получаем

t

W = -J- J

е“ Л{‘- 0) [(Я2 — /г) sin Я (f — Г) +

 

о

 

 

+

2hl cos l(t — t')\Q(t')dt'.

(5.8)

Качество виброзащитной системы при заданном ударном воздействии оценивается коэффициентом динамичности при ударе Ку, равным отношению максимального зна­ чения усилия 'W к максимальному значению ударного воздействия Q:

 

 

Ky= \W \ max/IQI ?nax*

(5*9)

В линейной

теории

исследуются

системы со

слабым

демпфированием

(h ~ 0 ), при

этом

формулы

(5.7) и

(5.8) принимают вид

Гt

 

 

 

 

 

 

 

 

 

W==l ^

j’ sin w0(t~t')Q (t')'dt',

(5.10)

 

 

 

о

 

 

 

 

 

 

t

 

 

 

 

W =

w0 f sin to0 (/ — t')Q(t')dt'.

(5.11)

 

 

 

6

 

 

 

Для удара прямоугольной формы

 

 

 

Q (t) =

Qo const при t < T ,

 

 

Q(t) =

0

при ty -z.

 

Интегрируя (5.11), получаем

 

 

 

W =

Qo (1 — cos w0t)

 

при t < t ,

 

l^ =

Qo[coso)0(i — x)— cosco^] при ty x .

(5.12)

Первое из этих выражений имеет максимум при t = i i — = я/шо. Этот максимум равен 2Q и может быть достиг­ нут только в случае, если cootУ-п, т. е.

Wma.x = 2Qo-

Если же шоТ<я, то максимальное значение W опреде­ ляется по формуле (5.2): ,H77nax=2Qosin (соот/2). Это зна­ чение достигается при

t = t,2,= л/2соо+т/2.

76

2sm(cD0x/2) при х<гс/ш0,

 

2

при

 

Амортизатор уменьшает ударное воздействие,

если К у<

< 1 . При этом

юо<я-/Зт.

(5.13)

 

Полученный вывод справедлив для ударного воздейст­ вия любой формы. Определим значения w(x) и w (т) для удара произвольной формы. Дифференцируя выра­ жение (5.10), находим

 

t

 

 

®(0 =ЙГ f coscoa{ t - n Q \ t ') d t '.

(5.14)

 

6

 

 

Соответственно, при t—x будем иметь

 

 

 

X

 

 

® w ■ = ш ;

f sin шо O' - n Q

( П d t ' ’

(5.15)

 

0

 

 

 

x

 

 

w (x) = - L

j* cos Ш0 (x t') Q(f) dt'.

(5.16)

 

6

 

 

В случае / > x в системе происходят

свободные

колеба­

ния, амплитуда которых равна максимальной деформа­ ции амортизатора и определяется по формуле

Ютах = У ® * Ь) — (4)fa? .

Поскольку при /г= 0 максимальное усилие соответствует максимальной деформации, то

Wmax = с У w2W w2(х)/оГ .

При

выполнении условия

(5.13)

ядра интегралов

(5.15) и

(5.16)

положительны

при

всех значениях V.

Поэтому,

если | Q(t) |шах= Qo, то

 

 

 

по

г‘

- ■

sinayc.

а>(х)<—^я-(1— costo0x),

цу(х)

тщ

 

тщ

 

 

Сучетом двух последних неравенств получаем

УШ*(х) + Ш*(х)/ш^ <

<Q0 V (\ cos ш0х)2 -|- sin2 ш0х = 2Q0'sin (ш0х/2).

77

В результате приходим к выводу, что при заданных зна­ чениях Qo и т величина максимального усилия аморти­ затора оказывается наибольшей при прямоугольной форме ударного импульса. Отсюда, в частности следует, что при выполнении условия (5.13) Ку<1 при любой форме удара. Учет небольшого демпфирования не вно­ сит существенных изменений в полученные результаты

[39].

Линейная теория колебаний рекомендует уменьшать жесткость и демпфирование амортизаторов. Опыт проек­ тирования и эксплуатации реальных виброударозащитных систем доказывает, что эти рекомендации в боль­ шинстве случаев не приводят к положительным резуль­ татам. В настоящее время получили широкое распро­ странение жесткие и сильно демпфированные, а также существенно нелинейные системы. Причиной такого не­ соответствия является, в первую очередь, ограничен­ ность геометрических размеров амортизаторов.

Известно [39], что при воздействии ускорения /п = = 150 м/с2 и длительности импульса т=0,05с для полу­ чения значения /Сл- = 0,3 необходим свободный ход амор­ тизатора wmnx= 1.15 м. Вместе с тем, эта задача реша­ ется в рамках нелинейной теории, в частности, при ис­ пользовании пневматических амортизаторов.

5.2.Удары в нелинейной системе с одной степенью

свободы

Колебания, возникающие в виброзащптиой системе при ударных воздействиях, являются нестационарными, они, вообще говоря, не могут быть описаны с помощью полигармонических (периодических или почти периоди­ ческих) функций. Все ранее рассмотренные приближен­ ные методы не м о г у т быть использованы для анализа ударных явлений.

Кратковременность колебаний, возникающих при ударе, позволяет применить другие методы, основанные на непосредственном интегрировании дифференциаль­ ных уравнений движения [39]. Вместе с тем, при реше­ нии уравнения движения в общем виде не удается срав­ нить поведение колебательной системы при различных способах формирования диссипативных сил и определить

78

преимущества того или иного способа. В связи с этим во всех параграфах этой главы приводятся численные сравнительные расчеты пневматического амортизатора с различным демпфированием при одной и той же на­ грузке.

Для системы с одной степенью свободы движение описывается уравнением (5.3).

Как и в случае линейной теории колебаний, нас будет интересовать решение уравнения (5.3), соответствующее заданным начальным условиям. Обычно предполагается,

.что ударное воздействие прикладывается к системе, на­ ходящейся в положении статического равновесия, т. е. при пулевых начальных условиях w= 0, го = 0 при if = 0. Поскольку при 1>х вынуждающая сила обращается в нуль, в системе происходят свободные колебания, за­ тухающие вследствие рассеяния энергии. Практически достаточно определить движение на некотором конечном интервале Т0, в течение которого деформация амортиза­ тора w может принимать сравнительно большие значе­ ния. Важно, конечно, определить наибольшее значение реакции амортизатора, определяющее качество виброзащитной системы, ее способность защищать объект от

ударных

воздействий. Наибольшее значение реакция

W(w, w)

может принимать

как во время удара

( /^ т ) ,

так н после его окончания

(t> x ). В последнем

случае

наибольшими всегда являются первые максимумы, так как при свободных затухающих колебаниях амплитуда реакции уменьшается. Если демпфирование в системе является слабым, то наибольшее значение усилия W(w, iv) приблизительно совпадает с W(w, 0), т. е. вме­ сто определения наибольшей реакции можно определить наибольшую деформацию амортизатора.

Исследование колебаний, возникающих при ударе, удобно производить методом, основанным на линеари­ зации нелинейной реакции пневматического амортизато­ ра. При этом закон движения системы можно принять

в форме, достаточно близкой к

гармонической функции:

w= a—tfcos/U = a ( l

cosXt),

(5.17)

где ci— wmax/2; X = n /t*, a t* — время достижения макси­ мальной деформации. Линеаризуем упругую характери­ стику амортизатора, положив

W^W0(a) + c D(w—a)= W 0(a) + c Dw°.

79

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ