книги из ГПНТБ / Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов

ничению диапазона эффективной работы вибратора только средними и высокими частотами. Схема установки параллельно амортизато­ рам позволяет обеспечить надежное крепление вибраторов. Вибра­ торы осуществляют достаточное силовое воздействие во всем диапа­ зоне частот выше частоты собственных колебаний механизма на амортизации. Принимая во внимание значительную жесткость амор­ тизации, удается создать большую постоянную магнитную индук­ цию J50 в зазоре электромагнитного вибратора. Развиваемое электро­ магнитным вибратором усилие пропорционально произведению постоянной и переменной индукций. Поэтому при больших значениях- В 0 обеспечивается интенсивное силовое воздействие со стороны вибратора. Надежность установки вибраторов между механизмом и фундаментом, способность развивать реальные сравнительно небольшие по величине силы и обеспечение условий максимальной реализации возможностей вибраторов гарантируют преимущества данной схемы активного виброгашения. При такой схеме силовое воздействие достаточно для компенсации колебаний не только на дискретных составляющих частотного спектра, но и в широком диапазоне частот.

Комбинированное виброгашение» Входное сопротивление анти­ вибратора, а следовательно, и эффективность его работы в значитель­ ной мере увеличиваются, если возбудить дополнительные колебания его массы с помощью внешней силы, приложенной со стороны вибра­ тора. Комбинацию вибратора с антивибратором можно также рас­ сматривать как систему, позволяющую заметно увеличить силовое воздействие на механизм со стороны вибратора с целью активного виброгашения.

Рассмотрим случай установки антивибратора на корпусе меха­ низма. Обозначим параметры антивибратора, работающего без вибратора, через хт а, 15 а, тН, а параметры антивибратора, работаю­ щего совместно с вибратором, через 2т а, 25 а, г)а. Если на массу антивнбратора с параметрами 2/ла, 2Sa и т]а дополнительно действует

Использовав это выражение, определим соотношение между массами антивибраторов, обеспечивающих одинаковое снижение вибрации механизма, но работающих по-разному: один — с допол­ нительным вибратором, другой — без вибратора. Допустим, виб­ ратор развивает силу FB(со), оба антивибратора настраиваются на одну частоту и снижение вибрации равно kB. Тогда соотношение между массами этих антивибраторов

201

При rf < 1, £п» 1

2та "Q (со) i f — /Л 3 (со)'

Сила действия на 2/па для компенсации разницы масс антивибра­ торов определяется по формуле

kg (C O ) - 1 .

Уравнения (5.43)—(5.51) получены при допущении, что внутреннее сопротивление вибратора значительно меньше сопротивления массы антивибратора.

Произведем сравнение сил, которые должен развивать вибратор для обеспечения одинакового эффекта внброгашения в случае воз­ действия его непосредственно на корпус механизма и через устано­ вленный на корпусе антивибратор. Из условия равенства вибрацион­ ных скоростей для обоих случаев получаем выражение

Пример. Определим, во сколько раз меньшую силу развивает вибратор (при обеспечении одинакового эффекта виброгашення на низких частотах), если ом воз­ действует на механизм не непосредственно, а через аитивибратор (резонирующую систему масса—упругость). Параметры антивибратора:

Рассмотрим случай комбинированного виброгашення при распо­ ложении антивибратора в центральной части амортизаторов (между упругими слоями). Если на массу антивибратора 2/?г3 установить

вибратор, развивающий усилие Ев, то это обеспечит дополнительное

202

Соотношение между массами 2ma и 1tna встроенных в амортиза­ тор антивибраторов, первый из которых дополнительно возбуждается вибратором, а второй работает самостоятельно, при условии обеспе­ чения одинакового эффекта гашения вибрации на частоте cog

Пример. Определим, во сколько раз уменьшится вес антивибратора, установ­ ленного в амортизаторе, если на его массу действует дополнительная сила Fa —

= j"Q 0,01. Коэффициент потерь амор­ тизатора 1]а <С I. Аитивибратор на­

строен на частоту вращения ротора, которая в 3 раза выше частоты соб­ ственных колебаний механизма на амортизации. Коэффициент потерь ан-

тивибраТора т|а = 0,01. Согласно формуле (5.55)

зен способ силового воздействия электромагнитным вибратором, сердечники которого крепятся к механизму (или верхней опорной пластине амортизатора) и массе антивибратора (рис. 89). Массу ниж­ ней части вибратора используют в качестве массы антивибратора.

203

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Используя понятия механических со­ противлений, исследователям удалось создать обобщенные теорети­ ческие методы анализа вынужденных колебаний механизмов сов­ местно с виброизолирующими и фундаментными конструкциями. Эти методы позволяют достаточно надежно определять источники вибрации, оценивать влияние характеристик отдельных элементов на виброактивность системы в целом, а также обосновывать эффек­ тивные способы борьбы с вибрацией при ее распространении по конструкциям внутри механизма.

В настоящее время совершенствование методов механических сопротивлений ведется по пути дальнейшего изучения влияния гео­ метрии и граничных условий соединения элементов, а также демпфи­ рующих характеристик материалов на инерционно-жесткостные свойства колебательных систем.

На практике при реализации классических методов механиче­ ских сопротивлений применительно к протяженным конструкциям, подверженным воздействию системы сил стационарного случайного характера, возникают затруднения ввиду чрезвычайной сложности получения и обработки информации о комплексных механических сопротивлениях при обычной их трактовке. В связи с этим одним из основных направлений дальнейшего развития акустики механиз­ мов является разработка статистических и энергетических методов описания вибрационных процессов. Достигнутые в.этом направлении успехи пока скромны, но и они наглядно свидетельствуют о том, что знание закономерностей распространения колебательной энергии позволяет резко упростить анализ и синтез вынужденных колебаний сложных систем.

При разработке энергетических методов возникают серьезные задачи. В частности, присутствие жидких рабочих сред в трубопро­ водах и в ряде типов судовых механизмов затрудняет анализ про­ цессов излучения колебательной энергии в неопорные связи. Необ­ ходимы дальнейшие исследования с целью развития в данном на­ правлении поставленных в книге положений.

Эти и многие другие вопросы вибрации механизмов ждут еще своих исследователей.

204

207

208

Продолжение прилож. II

210