книги / Прочность, устойчивость, колебания. Т. 3
.pdfПрисоединенные динамические системы — гасители колебаний 331
Действие внутреннего гистерезиса. Внутренний гистерезис вала спо: собствует развитию автоколебаний в закритической области (т. е. при ю > а кр). При пренебрежении силами внешнего трения формально получается, что движение вала в закритической области вообще неустой чиво. В действительности, устойчивость может быть восстановлена благодаря внешнему трению.
ПРИСОЕДИНЕННЫЕ ДИНАМИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ КАК ГАСИТЕЛИ КОЛЕБАНИЙ
Общие сведения
Для гашения колебаний механических систем часто используют дополнительные динамические устройства, не входящие в основную конструктивную цепь. Такие устройства могут быть полезны при колебаниях любых видов: продольных, крутильных и поперечных,
атакже при прецессионном движении вращающихся валов. Существует три типа подобных устройств.
|
|
|
Динамические гасители |
колеба |
|
|
|
ний, представляющие собой |
массу, |
|ЛАААААг)— Н ~|лЛАДгН^ |
присоединенную к основной механи |
|||
ТГ,?7Т.>у\п7Г77УЛ?. |
|
ческой системе при помощи |
упру |
|
|
гого элемента (рис. 19, а) |
или по |
||
|
|
|
схеме маятника (см. ниже рис. 24). |
|
! ^ А Л Л Л Л ^ |
1 |
Т1 |
|
|
|^ п г \п г \п г 1 |
1----- |
Л |
|
|
’ |
* ) |
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
6) |
|
1) |
|
Рис. 19 |
|
Рис. 20 |
|
|
Поглотители |
колебаний, представляющие собой массу, присоеди |
ненную к основной механической системе при помощи элемента тре
ния (рис. 19, б).
Динамические гасители колебаний с трением (рис. 19, а); в этих устройствах дополнительная масса присоединяется к основной механи ческой системе при помощи упругого и вязкого элементов. При этом может быть достигнуто уменьшение (или даже исключение) колебании основной механической системы как при действии на нее возмущающей силы (силовое возмущение, рис. 20, а), так и при заданных колебаниях ее опор (кинематическое возмущение, рис. 20, б).
Динамический гаситель колебании
Собственные частоты колебаний р системы с динамическим гасителем (см. рис. 17, а) определяют по формуле
332 |
Свободные и вынужденные колебания стержней |
здесь р — собственная частота колебаний основной механической системы (при отсутствии гасителя); р* — собственная частота коле баний динамического гасителя (при неподвижности массы основной механической системы); а — отношение массы динамического гасителя к массе основной механической системы.
График для определения р в зависимости от безразмерного пара метра а показан на рис. 21 (график построен для случая р = р*).
Рис. |
21 |
Рис. |
22 |
При действии |
на основную массу |
возмущающей |
силы Р0 зш <й( |
(см. рис. 20, а) или при соответствующем кинематическом возбуждении (см. рис. 20, б) динамический коэффициент для основной массы
1_ Д*
(104)
( I — э^)(1 — р* )— оф*
здесь р — отношение максимального динамического перемещения основ ной массы к ее статическому перемещению, вызываемому силой Р0; р, Р* — отношение угловой скорости к собственной частоте
Типичный график зависимости (104) показан на рис. 22 (кривая по строена для а = 0,05; р = р*).
Для полного погашения колебаний основной массы собственная частота колебаний гасителя должна быть равна круговой частоте
возмущения |
(105) |
р* = со |
|
(условие антирезонанса). |
|
Если условие (105) не выполняется (например, из-за некоторого от клонения круговой частоты возмущения ш от номинального значения, на которое настроен гаситель), то динамический гаситель может, ока заться вредным. Поэтому рассматриваемый тип устройств применяют только в тех случаях, когда частота возмущения строго фиксирована в условиях эксплуатации (например, для гашения колебаний опор гене раторов переменного тока и т. п.). При возможном непостоянстве ча
стоты возмущения необходимо вводить демпфирование в систему га сителя (см. стр. 338—340).
Присоединенные динамические системы. — гасители колебаний 333
Если основная механическая система совершает крутильные коле бания, то динамический гаситель включается в систему по схеме, по казанной на рис. 23; формулы (103)—(105) остаются в силе и в этом слу чае, но величина а становится отношением моментов инерции динами ческого гасителя и основной системы.
Маятниковый гаситель крутильных колебаний вращающихся валов
Любая гармоника возмущающих сил и моментов, действующих на вращающиеся валы, имеет частоту /ко, где со — угловая скорость вала; п — номер гармоники (и = 1/й, 1, у/2, . .). Поэтому ^для гашения действия определенной гармоники гаситель крутильных колебаний должен обладать следящей настройкой, меняя собственную частоту р* также пропорционально угловой скорости вала. Кокёчно, динамичё5кйп гаситель с упругой подвеской (рис. 23) этим свойством не обладает, так как его собственная частота р* зависит лишь от присоединяемой массы и жесткости упругой связи и никак не связана с угловой ско ростью вала.
Для гашения определенных гармоник отказываются от упругой подвески дополнительной массы и переходят к схеме маятникового гасителя (рис. 24). Если Я — расстояние от оси вращения основной ме ханической системы до точки подвеса маятника; / — длина майника,
М 0 х т п и !
Рис. 23 Рис. 24
то собственная частота колебаний пропорциональна угловой ско рости вала
(106)
Согласно условию (105) для глушения действия л-й гармоники воз мущения необходимо выполнение равенства
пт
Я
т. е. отношение — должно быть
(107)
Из-за конструктивных ограничений для возможных размеров не обходимая длина I маятника оказывается весьма малрй и подвеска по схеме рис. 24 становится практически неосуществимой.
Два типа специальной подвески маятникового гасйеля на про тивовесе коленчатого вала показаны на рис. 25; в обоих случаях обеспе чивается весьма малое значение расчетной длины маятника.
334 |
|
Свободные и вынужденные колебания стержней |
|
||||
Для схемы на рис. 25, а |
|
|
|
|
|
||
|
|
I |
= * |
|
|
|
(108) |
где |
и |
— соответственно |
диаметры |
отверстия |
и ролика; |
||
для |
схемы на рис. 25, б |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1= \ |
“I- |
^2> |
(Ю9) |
|
|
|
|
~~ |
||||
где |
— расстояние от оси |
вращения до центра |
отверстия |
в диске* |
Маятниковый гаситель прецессии вращающихся валов (автоматический балансировщик)
Автоматические балансировщики обеспечивают полное автомат" ческое уравновешивание центробежных сил, возникающих при враще" нии роторов, и особенно полезны, когда несбалансированность ротора может существенно меняться в эксплуата ционных условиях (как например, в некото рых типах стиральных машин). Автоматиче ская балансировка обеспечивает сохранение прямолинейной формы вала и этим отли чается от самоцентрирования ротора при высоких угловых скоростях вращения (см.
стр. 324).
Три принципиально совпадающие схемы автоматических балансировщиков показаны на рис. 26. В каждой из них имеются одно типные уравновешивающие устройства: маят ники (рис. 26, а), кольца (рис. 26, б), шары (рис. 26, в), связанные с вращающимся валом (число маятников, колец или шаров может быть н больше двух). Все эти устройства эффективны только в закритической области, когда угловая скорость превосходит крити-
Присоединенные динамические системы — гасители колебаний 337
На рис. 29 сплошной линией показано изменение динамического
коэффициента р, в зависимости от отношения Р = — при оптимальном
значении коэффициента и; штриховыми линиями показаны кривые из менения динамического коэффициента |Л в двух предельных случаях — при отсутствии вязкой связи (и = 0) и при жесткой связи (х = со).
Выполненный по схеме на рис. 19, б вязкий поглотитель колебаний системы Гауда показан па рис. 30. Здесь 1 — втулка, предназначенная для посадки поглотителя на вал; 2 масса поглотителя, представляющая собой маховик, могущий сво бодно вращаться на втулке 3\ 4 — кожух, приваренный к втулке 1.
Малый зазор между маховиком и кожухом заполнен вязкой жидко стью. При вращении маховика относительно втулки и кожуха воз
никает крутящий момент—^ . п р о порциональный относительной угло
вой скорости фг. Оптимальное зна чение коэффициента вязкого сопро тивления определяют по формуле
копт =7(0, |
(114) |
в которой 1 — момент инерции маховика относительно оси вращения; са — угловая скорость. При оптимальном сопротивлении рассеиваемая за один цикл энергия составляет
я , |
о |
2 |
(115) |
-~2~ '* |
%, |
||
где ф0 — амплитуда угловых колебаний |
сечений вала, |
с которым |
связан поглотитель. При к фк0Пт рассеиваемая за один цикл энергия меняется так, как это показано на рнс. 31. Поглотитель Гауда меняет собственные частоты основной механической системы, н при вычислении частот поглотитель можно рассматривать как диск с эффективным моментом инерции
,зфф~ [ . |
+ ( |
^ Л ' |
<И6) |
При оптимальном коэффициенте |
вязкого |
сопротивления |
[форму |
(114)] 1эфф=0,Ы .
Поглотитель должен быть помещен возможно ближе к тому се чению вала, в котором амплитуда крутильных колебании наиболь шая; поглотитель становится бесполезным, если его поместить в узле колебаний.
Поглотитель колебаний с сухим трением
Поглотитель крутильных колебаний системы Ланчестера изображен на рис. 32. Здесь 1 — втулка,предназначенная для посадки поглотителя на вал; 2 — два связанных диска, служащих маховиком и свободно вращающихся на втулке «?, заклиненной на валу 4. Со втулкой связана
338 |
Свободные и вынужденные колебания стержней |
тормозящая прокладка 5, к которой диски можно прижимать, затяги вая болты 6. При слабо затянутых болтах силы трения незначительны и поглощение энергии невелико. С другой стороны, при сильно затяну тых болтах проскальзывание может полностью исчезнуть; при этом рас сеяния энергии вообще не будет. Оптимальное значение момента трения
|
М„ |
У2 I м-ф0. |
(117) |
При |
оптимальном |
трении рассеиваемая |
|
за цикл |
энергия |
|
|
|
= |
|
(П8) |
В формулах (117) и (118) ф0 — амплитуда колебаний угла поворота того сечения вала, с которым связан поглотитель; 1 — момент
Рис. 32 инерции маховика относительно оси враще ния.
Если на вал действует возмущающий момент с амплитудой М, то амплитуда колебаний сечения, с которым связан поглотитель, составляет
п2М |
х, |
(П9) |
Фо = 4 /О)3 |
где х — отношение амплитуды колебаний сечения, в котором действует возмущающий момент, к амплитуде колебаний сечения, с которым связан поглотитель (в условиях отсутствия поглотителя); это отно шение можно взять из графика, определяющего форму колебаний. Если поглотитель установлен весьма близко к месту приложения возмущающего момента (к чему нужно стремиться), то х = 1.
Динамический гаситель колебаний с вязким трением
Схема гасителя показана на рис. 19, в. Динамический коэффициент для основной массы
( 1 - р:)2+ № 2 |
“>Г |
||
[С1- р.2) О - р2) - |
« рТ |
+ (2&р.)2[* - р2 (1 + |
|
где |
|
|
(120) |
|
|
|
|
? = |
— ^ |
. |
( 121) |
6 |
2/л„Р, |
1 |
|
здесь /^ — коэффициент вязкости [см. пояснения к формуле (111)1, остальные обозначения см. стр. 331—332. Типичный график измене ния \1 с ростом частоты возмущения показан на рис. 33 (график по строен для а = 0,05; 0 = р*; ^ = 0,10). С увеличением коэффициента вязкости первый максимум будет убывать, а второй — увеличиваться.
Присоединенные динамические системы — гасители колебаний 339
Рациональное решение состоит в назначении таких параметров системы, при которых уровни обоих максимумов становятся одинаковыми. При этом наибольший динамический коэффициент будет
Мтах |
(122) |
Для этого необходимо, чтобы частоты гасителя и основной си стемы находились в отношении
Р* _ |
1 |
(123) |
Р1 + а
и безразмерный коэффициент вязРис. зз кости ^ определялся по графику
на рис. 34. При этом амплитуду колебаний массы гасителя по отноше нию к основной массе определяют по графику на рис. 35 умножением
ординат графика цтах на статическую деформацию основной системы под действием силы Р 0, (здесь р.тах — коэффициент динамичности для относительных колебаний).
Ртах
<
4
у
2 Ь 6 в Ю 12 Н 16 18 ^
Рис. 35
Пример 17. Груз оееом 10 дан упруго подвешен на пружине с жест костью 50 дан/см. На груз действует возмущающая сила, амплитуда кото рой Р 0 = I дан. Приняв а = 0,1, определить параметры гасителя колебаний.
Собственная частота основной системы
р = ] / ’-|1.981 = 7 0 « к ~ 1.
По формуле (123) находим собственную частоту колебаний гасителя
р .— щ х - 70= 63’6 ык' 1-
Отсюда определяем коэффициент жесткости пружины гасителя
с => т р“ =атр2 = 0,1.-7^-.63,62 = 4,13 дан/см. |
|||
* |
* * |
* |
9о1 |
По графику на рис. 34 при а = 0,1 определяем 5 = 0,16.
Следовательно, оптимальный коэффициент вязкости по формуле (121)
&,= 0,Э2т*/) =0,32.0,1. —Щ—63,6 =0,0207 дан-сек’См'1^
940 |
Свободные и вынужденные колебания стержней |
|
|
Наибольший динамический коэффициент для основной массы определяем |
|
по формуле (122); |
______ |
|
|
|
К 1+ ж =4>60- |
|
Статическое перемещение |
основной массы, вызванное силой Р 0, |
Уа п ° Ро: с = и 5 0 = 0г02 см-
Наибольшее динамическое перемещение основной массы составляет
« ш а х ^ н и Л ^ 4-6 0 ’02- 0' 092
Далее по графику на рнс. 35 находим
^тах= 19'
Следовательно, амплитуда колебаний массы гасителя отн
пой массы системы
1/г= 19-0.02 = 0,38 см.
Отсюда определяем наибольшую силу в пружине гасителя М = ^ = 4 ,1 3 - 0 ,3 8 = 1,57 дан.
Сопоставление свойств динамических гасителей и поглотителей колебаний
Оценка эффективности различных типов гасителей и поглотителей зависит от того, насколько твердо фиксированной можно считать ча стоту возмущающей силы. В тех (довольно редких) случаях, когда ча
стота возмущающей силы остается неизменной в течение |
вбего срока |
||
/ ‘тал |
эксплуатации установки, |
наибо |
|
лее эффективным |
можно |
при- |
Мтпх
знать динамический гаситель без демпфирования, как устройство, способное полностью исключить колебания основной массы системы.
Однако в большинстве случаев частота возмущающей силы может изменяться в более или менее широких пределах; при этом об эффек тивности гасителя или поглотителя колебаний следует судить по наи большему возможному значению динамического коэффициента |хШах* которое может быть достигнуто в процессе эксплуатации на широком диапазоне изменения частоты возмущающей силы. Значения динамичес кого коэффициента для четырех случаев показаны на графике рис. 36. Здесь по оси абсцисс отложены отношения основной массы системы