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

При работе на амортизаторах, сопротивление которых значи­ тельно меньше сопротивления фундамента, °Z,C равно суммарному входному сопротивлению амортизаторов в режиме холостого хода

Если колебательный процесс в системе имеет стационарный слу­ чайный характер, то матричные уравнения, характеризующие энер­ гетические соотношения в системе механизм—виброизолирующая конструкция—фундамент, принимают вид

Н<2ф, ?Ф) = ^ ф5(9ф,?ф)-

Спектральная плотность колебательной энергии в каком-либо сечении определяется как сумма диагональных членов матрицы вза­ имных спектральных плотностей динамических сил и скоростей в данном сечении

~s(WM) = Sps(Q0,q),

s(W^) = Spl(Q,q),

5 ( # ф) = 5 р5 ((? ф,9 ф ).

Эффективные сопротивления и спектральная плотность обобщенной эффективной силы при стационарном случайном характере вибрационных процессов

закону) по периметру сечения эффективное значение спектральной плотности колебательной скорости.

Для стационарных случайных колебаний уравнения, включающие эффективные сопротивления и спектральные плотности обобщенных эффективных сил, аналогичны выражениям (2.63) и (2.64) (с исполь­ зованием соответствующих обозначений).

Введение обобщенных эффективных сил и эффективных сопро­ тивлений (наряду с резким упрощением уравнений, описывающих

80

колебаний сложной активной механической системы) облегчает про­ цесс экспериментального их определения. Эффективное сопроти­ вление фундамента можно определить экспериментально при работе механизма и при отсутствии механизма на фундаменте. Например, когда имеется т одинаковых амортизаторов под работающим меха­ низмом, величину °Z(-ф (со) можно вычислить по данным измерений вибрационных скоростей на входе и выходе амортизаторов по фор­ муле

Рис. 23. Схема установки для измерения эффективных сопротивлений конструкций.

мента с помощью специального устройства (рис. 23). Оно имеет жест­ кую конструкцию — балку 2 с установленными на ней вибраторами 1. Устройство крепится к опорной поверхности фундамента через амортизаторы 3 с известными механическими сопротивлениями. Вибраторы возбуждают примерно равномерное поле вибрации на опорной поверхности балки.

При работе вибраторов производят измерение перепадов скорости вибрации на входе и выходе амортизаторов и по формуле (2.72) рассчитывают °Z,ф (со) или °Z,^ (Дсо). Практика показывает, что на средних и высоких частотах, когда механизм не колеблется как це­ лое тело, для получения достоверных значений °Z;$ с помощью этого устройства достаточно обеспечить равномерное поле сил и вибрации на опорной поверхности балки.

Аналогично экспериментально определяют и эффективное сопро­ тивление свободного механизма °Zl0. Механизм подвешивают; и

к его опорной поверхности крепят устройство для измерения °Z/0. После измерения перепадов на амортизаторах расчет °ZiQ произво­ дят по формуле (2.72).

В диапазоне частот 1— 10 000 Гц можно построить обобщенную характеристику эффективного сопротивления судовых механизмов. Общий вид этой характеристики (с условными значениями частот) представлен на рис. 24. На низких частотах Im°Z,0 = /сотм. После антирезонанса и до частоты / с мнимая часть сопротивления носит упругий характер: lm°Zi0 =

I, дин-cjcu

Рис. 24. Обобщенная частотная характеристика эффективного сопротивления механизмов.

/ — модуль | °Zio |; 2 — действительная часть сопротивления °Z1().

Выше fc сопротивление °Zl0 активно и не зависит от частоты. На частоте /с модуль |°Zl0| определяют по формуле

^эфф

1%о1 2л/с *

где 5 Эфф /?iaSCp,

та— число амортизаторов под механизмом;

SCp = £ Sjp:

i —1

р— число участков опорного фланца механизма между реб­ рами жесткости или число лап (для механизмов типа

электродвигателя);

S ( — жесткость опорной пластины отдельного участка.

На рис. 25 представлены возможные конструкции опорного фланца механизмов. Буквами а, в и h обозначены размеры опорной

82

пластины механизма. Значения коэффициента (3£ приведены ниже

механизма представляет собой пластину с ребрами жесткости

В данных формулах Dc представляет собой изгибную жесткость опорной пластины i-ro участка. Способ определения действительной части сопротивления °Z£0 ясен из графика рис. 24.

странственных, модуляционных и других параметров вибрации во многих случаях позволяет быстро и надежно определять'источ­ ники колебаний.

Диагностический анализ начинают обычно с сопоставления частот дискретных составляющих экспериментально полученного спектра вибрации с расчетными частотами возмущений, действующих в ра­ бочих узлах механизма. Зависимость частоты основных возмущаю­ щих сил судовых механизмов от скоростного режима их работы, как правило, известна. В приложении II представлены сводные формулы, составленные О. В. Петровой и Е. 3. Григорьевым, для расчета частот дискретных составляющих вибрации и возмущаю­ щих сил некоторых судовых механизмов. Измерение спектров вибра­ ции производят на нескольких режимах (частоте вращения) работы механизма. Это позволяет более надежно сопоставить частоты сил со спектром вибрации и выявить случаи повышенной вибрации, обусловленной резонансными колебаниями.

Если на исследуемой частоте (или полосе частот) в механизме или агрегате имеется интенсивный локальный источник вибрации (отдельный узел или механизм), то значительную помощь в выявле­ нии такого источника оказывает пространственное распределение амплитуд вибрации по конструкциям корпуса механизма или агре­ гата. Уровни вибрации в районе расположения источника обычно возрастают. Это проиллюстрировано на рис. 26, где приведена частот­ ная характеристика ослабления вибрации при ее распространении на протяжении длины корпуса редуктора от места действия силы (от подшипника 1 до подшипника 2). На некоторых частотах вибрация уменьшается мало ввиду местных резонансных яв­ лений.

При действии развитой системы сил (несколько источников на одной частоте) в конструкциях корпуса судовых механизмов или агрегатов возбуждается примерно равномерное поле вибрации.

84

Пространственное распределение вибрации следует анализиро­ вать с учетом особенностей устройства механизма, конструкции его деталей, их резонансных свойств, а также зависимости уровня вибрации от режима работы механизма. Кроме этого, очень важно учитывать фазовые и корреляционные характеристики вибрации. Информация о фазовых и корреляционных соотношениях позволяет более четко представить картину силового возбуждения и проявле­ ние инерционно-жесткостных свойств колебательной системы. Она облегчает построение математической динамической модели меха­ низма.

На рис. 27 приведены экспериментальные зависимости от ча­ стоты модуля коэффициента корреляции между вибрациями раз­

удалении измерительных точек на корпусе механизма друг от друга модуль коэффициента корреляции на дискретных составляющих уменьшается Незначительно. Модуль же коэффициента корреляции в области сплошного спектра падает резко. Внесение потерь в кон­ струкции корпуса может привести к значительному уменьшению коэффициента корреляции и на дискретных частотах [37].

На рис. 28 приведен график модуля коэффициента пространствен­ ной корреляции вибрации корпуса дизеля для некоторых частот. Через АШ обозначена относительная длина корпуса. Видно, что на частоте 160 Гц вибрации точек, расстояние между которыми более 0,6 /, практически не коррелированы. Вибрации судовых механизмов, замеренные анализатором с третьоктавной полосой прозрачности, на частотах выше 300—500 Гц обычно не коррелиро­ ваны на расстоянии более половины длины корпуса, если в полосу анализатора не попадают ярко выраженные дискретные составляющие.

Учитывая упомянутые данные корреляционных исследований, при определении причин вибрации судовых механизмов на ярко выраженных составляющих спектра силы следует считать кор­ релированными. В области сплошного спектра вибрационные силы в полосе частот допустимо принимать статистически несвязанными, если они действуют на расстоянии более половины длины корпуса.

На низких частотах—до наступления резонансов элемен­ тов корпусов — наблюдается определенная фазовая связь между

87

вибрациями различных его точек. Обусловлена она конструк­ цией механизма на упругом основании и действующей системой сил.

На частотах до 40—60 Гц судовые механизмы можно считать колеблющимися как твердое тело. Затем корпус начинает совершать упругие деформации. У агрегатированных установок упругие дефор­ мации несущих рам на упругом основании наступают раньше —

примерно с 20—30 Гц.

На средних и высоких частотах плавное изменение фазы сохра­ няется только в пределах одного элемента корпуса. На рис. 29, а приведена частотная характеристика угла сдвига фаз между коле­ баниями крайних точек подшипникового щита преобразователя. Видно, что подшипниковый щит колеблется как твердое тело до 600 Гц. Угол сдвига фаз между колебаниями точек различных эле­ ментов корпусов судовых механизмов сильно флюктуирует и носит случайный характер. С увеличением частоты значительно меняется и система действующих на корпус механизма сил. Это вызывает дополнительные нарушения равномерности распределения фаз коле­ баний. На рис. 29, б представлены частотные характеристики угла сдвига фаз между колебаниями на дискретных составляющих участ­ ков рамы преобразователя.

Для выявления причин вибрации некоторых механизмов и агре­ гатов удается использовать метод последовательного исключения. Согласно этому методу производят измерения и анализ вибрации при поочередном выключении источников. Следует иметь в виду, что метод исключения дает надежную информацию, если в резуль­ тате выключения не нарушаются нормальные условия работы в оста­ вшихся источниках и системе в целом.

При нормальной работе механизмов наблюдается определенная связь механических (энергетических) и виброакустических пара­ метров. Это используют для установления качественного состояния механизма, а также выявления источника, являющегося основным из нескольких с одинаковыми спектрами вибрации. Например, критерием качества редуктора может служить зависимость уровней его вибрации от окружной скорости, нагрузки и точности изготовле­ ния элементов. В правильно сконструированном и изготовленном редукторе степень зависимости вибрации от частоты вращения не выше второго порядка. Нагрузка сказывается только на первой стадии перехода от холостого хода. Последующее увеличение вибра­ ции при нагрузке должно быть выражено слабо. Влияние точности изготовления характеризуется дробной степенью.

В компрессорах и вентиляторах характер шума—аэродинами­ ческий или механический (от подшипников)—можно установить исходя из следующих соображений:

—вихревой шум пропорционален 3,5—5 степени относитель­ ной скорости потока среды на лопатке;

—сплошной шум подшипников качения значительно меньше

зависит от частоты вращения ротора и нагрузки.

Поэтому, если в данном механизме при изменении режима произойдет нарастание интенсивности шума пропорционально,

88

а)

а , рад

Рис. 29. Частотная характеристика угла сдвига фаз на подшипнико­ вом щите преобразователя между, колебаниями крайних точек под­ шипникового щита (а) и точек рамы преобразователя (б).

89