
книги из ГПНТБ / Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов
.pdfформулам
^зф ф (Л ео) = F?aэфф(Лео) |
9?эфф (Ам) |
; |
, |
/ т и 6 |
|
V |
S S I V b(Део) |2| 1па 1г (Лео) |2 |
' |
11=1 Г=1 |
”Qr эфф (А ® ) — 1(? 1эфф (^ ® ) I ,Iccl r ( ^ co) I-
Измерение 2 |
2"<7гв (®)lHair (“ ) |
и ] / |
2 |
I “ (Лео) |21lHo£ir(Лео) 2 |
и |
г |
г |
и |
г |
производят автоматически с помощью тракта, блок-схема которого представлена на рис. 54.
§ з |
Упрощение общих уравнений |
|
колебаний механизмов по результатам |
|
экспериментальных исследований |
Обычно центры тяжести и жесткости вибро изолирующих элементов (амортизаторов и патрубков) расположены на одной оси, нормальной поверхности участка крепления к меха низму и проходящей через центр этого участка (ось г). Опорные пластины таких амортизаторов и патрубков под действием сил со стороны механизма совершают независимые колебания в направле нии координат 2 и | и попарно связанные— в направлениях у — ф,
х — ф .
Учитывая это, получаем следующие уравнения:
ш11 6
|
|
2 |
2 " & и ил& 0и |
= <7"И + |
||
|
|
Н=1 |
Г—I |
|
|
|
|
|
т |
6 |
|
|
|
|
+ |
2 |
2 |
M /fo M 2 |
|
х. x N |
|
|
k= l j= l |
V |
|
|
|
(причем v = |
/ при / |
= |
1, 2, 3, 6, v = |
2 и 4 при / = 4, v |
||
при / = 5) |
или |
т н |
6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
2 2 U H X i o N = 9 ? H + |
||||
|
|
Н—1 Г=1 |
|
|
|
|
|
|
т |
Г б |
|
4 //kkа |
|
|
+ |
2 |
2 |
м + о ( с о )t i n |
(®) + |
|
|
|
k= 1 L}=1 |
|
|
||
|
|
+ . 2 |
лг/Го 2 ^ ( “ ) 4 - а. х .х (с о ) |
(1.15)
и 5
(причем v = 2 при / = 4, т = 1 при / = 5).
Выражение для переходной податливости от источника вибрации внутри механизма до опор также упрощается
т |
6 |
|
|
" К * ОN = ИЛ % (СО) + 2 |
2 Л4/Го (со) 2 |
X. X (СО) (1 .1 6 ) |
|
fc=l 1=1 |
v |
|
20
(причем v = у при у = 1, 2, 3, 6, v = 2 и 4 при у = 4, v = 1 и 5
при у = 5).
На средних и высоких частотах связью между колебаниями участков контакта механизма с опорными и неопорными связями зачастую можно пренебречь. Обоснуем возможность упрощения общих уравнений колебаний механизма на основании результатов экспериментальных исследований. Для наглядности преобразуем уравнения (1.15) применительно к линейным составляющим:
m1 |
6 |
Е |
Е "Qr (to) Ж ОИ = ? :• » [1 + ЛСо (О))Z'llа. х. х (03)] + |
11=1 г = 1
тб
+ |
Е |
Е < ‘о (®) Е ?v (со) Z&. х. х (со), 1 = 1, 2, 3 |
(1.17) |
|
|
/г=1 /= 1 |
V |
|
|
(причем v — j |
при / = 1, |
2, 3, 6, у ф г при k = п, v = 2 и |
4 при |
|
у = 4, v = |
1 и 5 при у = |
5). |
|
Первый член уравнения содержит точечные механические сопро тивления и податливости амортизатора и механизма в том участке и направлении, в котором оценивается скорость вибрации. Второй член характеризует степень влияния сил реакции в других точках
контакта и направлениях на уровень вибрации q'l (со).
Степень переноса сопротивлений амортизаторов k в район рассмат риваемого n-го участка контакта механизма характеризуется отно
шением коэффициентов податливости М/Ц (со) и М""о (со), |
где k Ф п. |
Механические сопротивления п-го амортизатора по |
отношению |
к у'-м обобщенным силам Q" (со) также влияют на уровни £-й соста |
вляющей вибрации ql (со). Роль конструкций механизма в переносе этих реакций определяется отношением коэффициентов М'}[о (со) и
М"1о (со) при у Ф г.
На рис. 4—6 приведены частотные характеристики отношения входных и переходных податливостей конструкций свободных
механизмов (электродвигателей.) Коэффициенты М% (а)/Мззо (со),
Музо (со)/уИззо (со) измерялись экспериментально, т. е. исследова лось влияние сил реакций в различных участках опоры механизма на вертикальную вибрацию n-го участка его опорной поверхности.
Результаты |
исследований |
показали, |
что |
отношение |
Mfзо (со)/7Иззо (со) |
(см. рис. 4) при у = 4, 5, 6 |
значительно меньше |
единицы. Малы также коэффициенты М "зо (со)/Мззо (со) (у = 4, 5, 6) для одного участка контакта механизма с опорами (рис. 5).
Таким образом, моменты реакции, возникающие в районе креп ления амортизаторов к механизму, в малой степени влияют на вер тикальные составляющие вибрации его опорной поверхности. Анализ соотношений уровней вертикальной и поворотной вибрации (рис. 7) опор судовых механизмов, а также соотношений механических со противлений амортизаторов по отношению к силам и моментам пока зывает, что в среднем
йз (со) ZS& (со) « ifi (со) Z% (со) (у = 4, 5, 6).
21
Рис. 6. Частотная характеристика отношения
22

4‘>,s,elj i
10
J
1
0,3
0,1
11ICM
о |
0 |
* - 1 |
— 2 |
||
о |
|
o - J |
|
о—4 |
• |
д |
|
|
• |
|
|
|
|
о |
• |
|
|
|
д 0 |
|
|
|
|
|
||||
-Й° |
0 |
00 |
Д |
|
|
• |
|
а |
|
||
° |
|
|
|
|
|
|
|
!° |
|
|
|
|
° А |
О Д |
-п ж |
____ |
|
|
|
»4«" |
|||
□о |
|
|
|
|
с5х |
||||||
° |
|
|
X |
|
• |
|
|
Л " * * |
°х |
||
• |
О |
|
|
|
|
|
|
|
|
“ |
|
|
Д |
|
жХх |
к |
|
|
|
|
АX |
||
□ |
|
Я |
<] |
х |
* |
|
□ |
||||
|
□ >хх |
XX |
|
|
ха |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
--- ----------- п-------- |
||
|
|
|
ОХ |
X |
|
|
|
|
А |
|
|
0,03
10 |
10г |
10J |
f,r<j |
Рис. 7. Соотношение уровней поворотных и линейных составляющих виб рации механизмов.
/ — газовая турбина; 2 — дизель; 3 — дизель-генератор; 4 — паровая турбина; 5 — электродвигатель.
|
|
|
|
|
|
|
|
* - 1 |
|
|
|
|
|
|
10 |
|
X |
|
|
|
|
|
о —2 |
|
|
|
°х |
' |
|
° |
о |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
о |
|
|
|
XX |
о х |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
X |
|
X |
|
|
X |
о |
|
|||
3.0 ______ 5_______ |
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
X |
|
|
|
о |
XX |
||||||
|
о |
|
о |
|
|
:< |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
х |
|
о |
Оо |
° |
|
|
|
о X ~х ° Xох |
|
|
хо |
|
|
|
X X |
|
|||||
1.0 |
|
X *о _ о_ |
|
|
*--Г5-- °---------------- |
|||||||||
Оо |
° ХО OOUу'го-сГ"х5---°---------- |
|||||||||||||
|
х * |
° |
Xо Xojl |
|
хо X |
X |
|
> |
о |
о |
О |
|||
|
|
|
|
|
X |
|
|
0о о |
|
х |
||||
|
|
х °° Xх |
|
|
.3J |
|
0 |
0 |
0 |
о |
|
|
|
|
|
|
|
|
> |
0 |
|
|
|
||||||
0,3 |
|
лО X |
|
" |
х |
о |
Ох |
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
5------------ ---егх------ |
|
|
|
||||||
|
|
X |
|
*оX |
|
о |
|
|
о |
X |
|
|||
0,1 |
|
|
|
|
|
э |
|
о |
|
|
|
|
X |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
X |
|
||
0,03 10 |
|
|
|
|
10г |
|
|
|
|
10° |
|
|
f,f4 |
|
Рис. 8. |
Соотношение |
линейных |
составляющих |
вибрации |
механизмов. |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
I — |
чЗЧз, 2 — Чг/чь- |
|
|
|
|
23
Из этого можно заключить, что допустимо пренебрегать влия нием сопротивления амортизаторов по отношению к моментам на ве личину нормальной опорам вибрации механизма.
Аналогичны выводы и для других линейных составляющих. Поэтому в уравнениях (1.15), (1.16) и (1.17) при £=1, 2, 3 индекс j можно варьировать только в пределах 1; 2; 3.
Горизонтальные силы реакции лучше передаются через конст рукции механизма и оказывают большее влияние на уровни верти кальной вибрации. На низких частотах горизонтальные силы реак
ции (см. рис. 4) почти полностью передаются |
конструкциями |
меха |
||
низма в соседние участки контакта. На |
частотах выше 500 Гц зна |
|||
чение |
коэффициента М% (со)/Мззо (со) |
и |
М%10 (со)/Мззо (со) |
при |
у'=1, |
2 составляет все же величину, не превышающую 0,1. Таким |
образом, на средних и высоких частотах в некоторых случаях также следует ожидать минимального влияния горизонтальных сил реак ции опорных и неопорных связей на уровни вертикальной вибрации. В некоторых случаях такое влияние мало и на низких частотах. Дело в том, что на низких частотах сопротивление амортизирующих креплений по отношению к горизонтальным силам обычно в два-три раза меньше сопротивления по отношению к вертикальным силам. Поэтому при приблизительно одинаковых уровнях линейных соста вляющих вибрации (рис. 8)
(со) q3* (со) Дззоа. .х. х (со) » М%>(со) qf (со) Z%. х. х (со) ( / = 1 , 2 ) .
|
С учетом упомянутого, для расчета вертикальной |
вибрации |
по |
|||||||
лучаем |
следующие приближенные |
уравнения: |
|
|
|
|
||||
|
т1 |
6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
2 |
"Qr (со) " К 30 (со) = qS (со) [1 + Мззо (со) Z&. х. х (со)] + |
|
||||||
|
и=1 |
г—1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
/71 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
+ 2 |
Мззо (со) q§ (со) ZAk . х. X(со); |
|
|
(1.18) |
|||
|
|
|
*=i |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
кФп |
|
|
|
|
|
|
|
т и 6 |
|
|
|
т |
|
|
|
|
|
|
2 |
2 "Qr (со) "М%0 (со) = |
'qnz (со) + £ |
М £’о (со) 'ql (со) Z§L |
х. х (со). (1.19) |
||||||
н=1 г=1 |
|
|
|
й=1 |
|
|
|
|
|
|
|
Аналогичные уравнения молено использовать и для других ли |
|||||||||
нейных составляющих вибрации. |
|
|
|
|
|
|||||
|
Уравнение (1.16) для |
переходной податливости |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
т |
|
|
|
|
|
|
КМ% о (со) = ИМ% (со) + |
£ |
M ftо(со) "Мкп (со) Z?A. *. х (со) |
(£ = |
1, 2, |
3). |
|||||
|
|
|
|
к=1 |
|
|
|
( 1.20) |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Если рабочий узел расположен симметрично относительно точек |
|||||||||
крепления |
механизма |
к |
опорам и |
Z™a. х. х (со) |
= Z?,*. х. х (со), |
то |
||||
в |
первом |
приближении |
"М",- (со) |
= "Mki (со). |
Тогда |
уравнение |
24
(1.20) можно записать в виде
т
"Mnri о (и) = "Мп (со) 1+ z?L X(со) 2 Mfto (со) ( / =1 , 2, 3). (1.21)
л = 1
На рис. 6 приведены отношения входных и переходных податли востей конструкций электродвигателя при воздействии вертикаль ных сил в районе крепления механизма к амортизаторам. Видно, что только на высоких частотах (выше 2—3 кГц) входная податли вость конструкций механизма значительно больше переходных по датливостей между участками контакта с амортизаторами.
На этих частотах выражения (1.15), (1.19) для расчета верти кальной вибрации еще более упрощаются
тн |
б |
2 |
2 "Qr N 'Хзо N = q'i (СО) [1 + Мззо (СО) Z3Ta. X. X(со)]. (1.22) |
н=1 г=1
Переходная податливость от источника единичной вибрационной силы до опор
Ж .30 (со) = *М%(со) [1 + М330 (СО) z z . X. X(со)]. |
(1.23) |
i |
|
Таким образом, анализируя соотношения входных и переходных податливостей конструкций механизма конкретного типа по отно шению к различным силам, можно значительно упростить общие довольно громоздкие уравнения связи между силами и уровнями вибрации и привести их к виду, позволяющему выполнять нагляд ный анализ влияния характеристик корпусов механизма, а также опорных и неопорных связей на уровни вибрации. Приближенные уравнения, отражающие физику колебательного процесса, позво ляют выбрать правильное направление при проектировании мало шумных механизмов. Например, из уравнения (1.23) видно, что лю бые мероприятия по конструированию корпуса механизма, поз воляющие уменьшить на высоких частотах вибропроводимость от
источника до опор в свободном состоянии "Mrio (со), проявятся в полной мере при установке механизма на штатном креплении,
если произведение Мззо (со) Z&fa. х. х(со) не изменится и не прибли зится к единице.
В настоящем параграфе рассмотрена возможность упрощения, общих уравнений на примере исследования характеристик конструк ций корпусов электродвигателей. Однако, как показывает практика, полученные зависимости приемлемы и для других судовых механиз мов (с некоторыми отступлениями в отдельных частных случаях).
Проиллюстрируем использование приведенных уравнений для решения не которых вопросов колебаний механизмов на нескольких примерах.
Пример. Определим вертикальную вибрацию в районе одного из узлов креп ления механизма к амортизатору q\ на частоте f при изменении конструкции кор
пуса. В рабочих узлах механизма действуют силы 1Q3 (со); 2Q3 (со) = /•3 1Q3 (co) и 3Q3 (со) = iQ, (со), т . е. 2Q3 (со) опережает по фазе 1Q3 (со) и 3Q3 (со) на 90°. На уровни
вертикальной вибрации механизма влияют только вертикальные силы реакции
25
амортизаторов. Механизм установлен на четырех амортизаторах с сопротивлением
*. х (ю) = 3 .107 + /.9 .1 0 7.
Фундамент не влияет на уровни вибрации механизма.
Переходные податливости от точек действия сил до амортизаторов:
— первоначальная |
конструкция |
|
корпуса (индекс I) |
||
|
|
(“ ) = ^330 (“) = |
|||
= |
^ „ ( ш ) = |
^ззо (ш) = |
— 3у^ззо (и ) = |
5 • 10 11— /-5 .1 0 10| |
|
— новая |
конструкция корпуса |
(индекс II) |
|
||
|
'Л С (“) = 22М?з'(! (<о) = |
(со) = 5- Ю-11 - / ■Ю-10. |
|||
Податливости конструкций механизма в районе опорной поверхности между |
|||||
участками контакта с амортизаторами: |
|
|
|||
— первоначальная |
конструкция |
|
|
|
|
|
|
Л^О1 (со) = |
1(Г9 -(- / • 5 ■10- 9 , |
||
|
|
(со) = 5-10 ~ 10 + у ■2 -1 0- 9 п р и Л ^ п ; |
|||
— новая |
конструкция |
|
|
|
|
|
|
^ззо 1 (т ) = |
|
Ю—10 + /■ 1,5-10 9 , |
|
|
/w330Mknll (со) =5.10_10 + /-5-Ю“ 10 |
при k=t=n. |
Использовав уравнение (1.19) с учетом действия в данном случае нескольких сил, запишем систему уравнений (безотносительно к варианту конструкции корпуса механизма). Индексы 33 исключим, так как в уравнения входят только коэффи циенты, характеризующие вертикальную вибрацию,
+ |
2Q2M'q + 3Q3/Wj = g al (1 + |
< Z |
” ) + |
+ k\M fZ?+ q\M l'Z?+ |
|
|
|
+ 2Q 4 + 3Q3Mg= |
+ q\ (1 + Mf z f ) + ?3M32Z33 + q*Mgz", |
||
lQlMl + № 0 + 3Q3Mg = q[M«zll + q2A 3z f + |
(l |
+Mf zf ) + q\M fz\\ |
W + 2Q-M*+ 3Q X = я А о Ч 1+ й1M lA + q lM fzf + q* (l + M$Z«).
Свободные члены этой системы уравнений представим следующим образом:
'Q'Mg + 2q'A + 3Q3K |
= ]Q"Ka- |
|
|
|
'0д- |
Изменение вертикальной вибрации в |
районе первого амортизатора |
|
Д |
, |
Д1 |
4а
<?а‘ д д11- iV
Безотносительно к варианту конструкции корпуса механизма определители
~ Х(?'М\д
lQ " K A
д.1 =
ид
O’ 1
d |
d |
d ~ |
|
e |
d |
d |
d ~ |
е |
d |
d |
Д = |
d |
e |
d |
d |
|
|
|
|
|
|
|
|
d |
e |
d |
) |
d |
d |
e |
d |
|
|||||||
d |
d |
e |
|
d |
d |
d |
e |
26
где
|
|
|
|
|
d = M#"Z*ft, e = 1 + |
M§kZ*k. |
|
||
Вычислив Д и |
Л . , , получим |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
41 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Д = |
(е — d)3 (е + |
3d), |
|
|
|
|
|
|
|
А . , |
= |
1(2ИуИод ( d ~ «)2 ( e - d ) . |
|
|
|
|
|
|
|
^ Я |
|
|
|
|
Таким образом, |
|
иуИ"” (е1+ 3d1) |
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
И 1 |
“уИцд (е 11 + |
3d11) |
|
|
Для |
корпуса новой конструкции |
|
|
||||||
dn = M ^ nUZ^k = |
(5-10_10 + |
у-5-10_1°) (3-Ю 7 + /-9 -107) = — 0,03 + |
/-0,006, |
||||||
е" = 1 + |
M£ftI1Z f |
= 1 + (5- 1Q—10 + /- 1 ,5 - 10“ 9) (3 -Ю7 + /• 9-107) = 0,88 + / 0,09, |
|||||||
|
|
'0 |
“а |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
"МЯ” = (5• 10 11 — / •КГ-10) + 3/(5-10~11 — /• 10—10) + |
|
|||||
|
|
|
''Од |
- |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
+ (5 ■10—11 — /-10—10) = 4-10—10 — / . 5 - К Г 11- |
|
||||
Для |
корпуса первоначальной |
конструкции |
|
|
|||||
d1 = |
/W#nIZ** = |
(5-10“ 10 — /-2 -1 0 —9) (3 -107 + / - 9 - 107) = — 0,165 + |
/ 0,105; |
||||||
е1 = |
1 + A f£ ftIZ*ft = 1 + (10--9 + /-5 -1 0 “ 9) (3 -107 + / - 9 - 107) = 0,58 + |
/• 0,24; |
|||||||
|
|
"МЦ = |
3/ (5-10" 11 — /-5 -10 —10) : 2 = |
7,5- КГ-10 + /■ 7,5- К Г 11; |
|||||
|
|
q l" |
|
(4-10—10 — /-5 -1 0-11) (0,58 + /• 0,24 — 0,495 + /-0 ,3 1 5 ) |
_ |
||||
|
|
q 11 |
_ |
(7.5-10—10 + - / -7,5 -10—” ) (0,88 Ч- / 0,09 — 0,09 +- / 0,18) ~ |
6.175- 1Q—11 + /• 1,8-10—10 5,7 -10—10 Н- у-2,63-10-10
Я 11 = 0,3.
ч11
Это соответствует снижению уровня вибрации примерно на 9,5 дБ.
Пример. Учитывая условия предыдущего примера, для новой конструкции корпуса определим величину колебательной скорости ql ™ и уровень вибрационного
ускорения. |
Частота вибрации |
1500 Гц. Действующие в механизме силы lQ = 3Q = |
||||||
= Ю8 дин; |
3Q = |
3/• 108 дин. |
|
|
|
|
|
|
Из предыдущего примера |
колебательная |
скорость |
|
|
||||
|
|
|
|
<пп en + |
3du |
|
|
|
Подставив |
значения коэффициентов, определим скорость |
|
||||||
|
• |
_ |
,108(4-Г0-10 — /-5-10-11) |
|
_ |
2_ - |
10-3 |
|
q& |
|
0,88+ /-0,09 —0,09+ /-0,18 |
d*9t) ш |
1 |
• |
|||
Амплитуда |
вибрационной |
скорости |
|
|
|
|
||
|
|
|
U 1 II|= 4 ,0 - 1 0 - 2 |
см/с. |
|
|
27
амплитуда вибрационного |
ускорения |
|
|
|||
|
| "q |
| = |
2 л -1 |
500 | q \ u |
| = 377 |
см/с2. |
Уровень |
вибрационного ускорения |
|
|
|||
|
|
|
|
|
377 |
|
|
Ь д = |
20 lg |
= 20 lg з-ю-2 = |
82 дБ . |
||
Пример. |
Определим |
изменение |
величины |
вертикальной вибрации механизма |
в районе первого амортизатора на частоте 5000 Гц при изменении конструкции под шипниковых щитов и опорного фланца корпуса.
Механизм на этой частоте имеет одни источник вибрации. На вертикальную вибрацию влияют только вертикальные силы реакции амортизации. Колебания участков контакта опорных поверхностей с амортизаторами не связаны. Сопротив
ление амортизаторов |
zH a х х (со) = |
6- 108. Переходные податливости конструк |
|||
ций свободного механизма от источника до амортизатора следующие: |
|||||
— первоначальная |
конструкция |
корпуса |
|
||
|
Ч з о (со) = 2■10 |
9 |
+ у • 5 - 10 10; |
||
— измененная конструкция корпуса |
|
|
|
||
|
Ч з о (со) = |
1 0 -э + |
/- 2 ,5 -Ю -10. |
||
Входная податливость механизма |
в районе контакта с амортизатором |
||||
|
/И” ‘ (со )= 3/И '13” |
(со) = |
2,5 1 0 -9. |
||
Изменение вибрации равно изменению величины переходной податливости от |
|||||
источника до опор |
«з" (И) |
Ч " |
(®) |
||
|
|||||
|
<?3а И |
|
Ч |
з |
и |
На высоких частотах при отсутствии влияния на вертикальную вибрацию ре активных сил других направлений податливость "М"3 (со) определяется по формуле
(1.23):
|
|
|
Иддп |
|
|
Ч з (“) = |
|
М г30 (СО) |
|
|
|
[ l |
+ Щ"о (со) 2дз'а _ |
(“ )] ’ |
|||
Отношение податливостей |
при |
различной конструкции |
корпуса |
||
Ч з 1(м) |
Ч з о ( « ) [ ! + Ч о (со) z " a, х. х (со)] |
||||
Ч з (и ) |
|
Ч з о1 +( о )Ч [ о ‘ (a4 )L х. х (“ )] |
|||
(10-° -f- у-2,5-10-1°) (1 Ч- 6 - 108 -2,5- 10-э) |
' |
||||
(2 .10 -s + |
/-5 -10 -i°) ( 1 + 6 - 108-8,3-10-1°) |
|
Таким образом, вибрация механизма с корпусом новой конструкции на 17% меньше. Следовательно, несмотря на резкое уменьшение вибропроводимости щи тов, изменение вибрации незначительно.
28
Рассмотрим упрощения матричных уравнений. При несвязанных колебаниях амортизаторов вдоль осей х, у, г, £ и связанных вдоль осей ср—у, i|)—х
7пп |
X. X(со) |
|
0 |
^11а. |
|
||
|
0 |
^22а. х. |
|
гуПП |
0 |
|
0 |
X. X(©) |
|
0 |
|
|
0 |
уПП |
|
|
£ |
52а. х. |
|
|
0 |
|
0 |
Z’ua. х. х (СО) 0 0
ZTL х. х (со) 0 0
|
0 |
|
х (СО) |
0 |
|
|
уПП |
х (со) |
|
■^ЗЗа. х. |
|
|
0 |
|
х (со) |
0 |
|
|
0 |
|
*уПП |
0 |
0 |
|
х. х (со) |
0 |
||
625а. |
|||
|
0 |
0 |
|
гуПП |
0 |
0 |
|
|
0 |
||
^55а. х. х (со) |
|||
|
0 |
гуПП |
|
|
^66а. X. |
При расчете линейных вибраций механизма из-за отсутствия влияния на их уровни поворотных составляющих через конструк
ции механизма матрица Мап [см. уравнение (1.13)] становится квад ратной матрицей третьего порядка.
Если же и линейные составляющие вибрации не влияют друг на
друга, то матрица M q1 становится диагональной.
На частотах выше 2—3 кГц, когда пропадает связь между одно направленными линейными колебаниями различных участков кон
такта механизма с опорными и неопорными связями, матрица М 0 вырождается в диагональную.
§ 4 |
Соотношение между силами, |
|
действующими в районе опор, |
|
и уровнями вибрации механизмов |
При определении виброизолирующей эф фективности амортизации, причин резонансных явлений в районе участков контакта механизма с виброизолирующими элементами и расчете вибрации механизмов при перестановке с одних опор на дру гие нет необходимости учитывать особенности взаимодействия уси лий, возникающих в рабочих узлах, с конструкциями механизма.- Важно выяснить степень изменения вибрации механизмов, когда действующие силы и механические сопротивления конструкций меха низмов остаются неизменными, а изменяются только характеристики
29