Файл: Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов.pdf

виброгашения внешними средствами, под которыми понимают уст­ ройства типа вибраторов и антивибраторов, не являющиеся функ­ циональными узлами корпуса механизма. Виброгашение внешними средствами разделяют на пассивное (с использованием антивибра­ торов), активное, когда на конструкцию оказывают противофазное воздействие от дополнительного источника силы — вибратора, и комбинированное, представляющее собой сочетание первых двух. Пассивные виброгасители-антивибраторы состоят из массы, укреп­ ленной на вибрирующей конструкции с помощью упругого элемента.

Эффект виброгашеиия с помощью пассивных антивибраторов

использования антивибратора объясняется тем, что в месте установки антивибратора и на частоте его собственных колебаний к объекту присоединяется механическое сопротивление Za (со), значительно большее сопротивления вибрирующего объекта.

Рассмотрим случай установки антивибратора на механизме. В за­ висимости от частоты и формы вибрации механизма, которую следует погасить, используют различные конструкции антивибраторов. Если на низких частотах механизм имеет какую-нибудь одну основную форму колебаний, используют однонаправленные виброгасителиантивибраторы. При сложной форме вибрации механизма приме­ няют сложные или различным образом ориентированные однонапра­ вленные антивибраторы. Сложные антивибраторы обладают несколь­ кими степенями свободы и поэтому уменьшают несколько составляю­ щих вибрации механизма. При однонаправленных низкочастотных колебаниях механизма сопротивление антивибратора, установленного на механизме, связано с параметрами системы следующим образом:

после установки на него антивибратора. Модуль сопротивления анти­ вибратора

| Z a (со) | = / 1 |2 1Z c (со) |2 — 1 ш 2 Z c (со) — R e Z c (со).

Через параметры собственных элементов сопротивление Za (со) выражается в виде

где /яа, Sa, т]а — масса, жесткость и коэффициент потерь антивибра­ тора соответственно.

191

На резонансной частоте f a0 сопротивление антивибратора

Т|

где Qa — добротность антнвибратора.

Если повышенная вибрация механизма вызвана совпадением частоты вращения ротора с частотой собственных колебаний меха­ низма на амортизации, то сопротивление системы механизм — амор­ тизация—фундамент Zc (со) мало. Тогда для снижения вибрации механизма требуется антивибратор с небольшим сопротивлением Za (со), т. е. с относительно малой массой. Поэтому вблизи соа на практике удается получить эффект виброгашения 10—15 дБ при та/тм = 0,05ч-0,1. При этом трение в антивибраторе считается оптимальным, когда антивибратор обеспечивает примерно постоян­ ное снижение вибрации механизма в пределах полосы флюктуации частоты вращения ротора. Например, при флюктуации частоты

массы антнвибратора относительно массы механизма (qa— <7м)Шах^

1,1ЪггС g

я»---- • Приведенные выражения справедливы для значении

коэффициента потерь основной системы г| = 0ч-0,4.

На практике частота вращения ротора обычно значительно пре­

В табл. 5 приведены соотношения масс антнвибратора и меха­ низма, которые необходимо выдержать для снижения низкочастот­ ной вибрации антивибратором, установленным на механизме. Видно,

с помощью уравнения (1.30).

192

При наличии антивибратора в районе участков контакта меха­ низма с опорами силы Q?0 (со) тратятся на преодоление суммарного

сопротивления механизма опор и антивибратора. Тогда уравнение (1.30) принимает вид

Отсюда получаем приближенное выражение для сопротивления антивибратора по отношению к однонаправленным силам

Масса установленных на механизме высокочастотных антивиб­ раторов для гашения однонаправленной вибрации

Пример. Определим массу и жесткость антивибраторов, устанавливаемых на лапах электродвигателя для гашения в 5 раз вертикальной вибрации на частоте

2500 Гц. Коэффициент потерь т)а = 0,3. Уровни вертикальной вибрации на этой частоте определяются только сопротивлениями по соответствующему направлению. Электродвигатель имеет четыре лапы, масса его 400 кг. Частотные характеристики точечных сопротивлений электродвигателя и его амортизации были представлены на рис. 85. Величины сопротивлений на частоте 2500 Гц равны

2& п0 (2500) = 2,55 -107 дин-с/см;

2 ^ ‘а (2500) = /■ 1,25• 107 дин -с/см.

Используя формулу (5.28), определяем модуль сопротивления одного анти­ вибратора

Zgg1 = 1 /2 5 [2,552 + 1,252] 1014— 1,25-10м — 2,5 5 -107 = 1,17 -108 дин-с/см.

Масса одного антивибратора

? а п п „ а

z 33 О 1,17-108-0,3

2,24 -103 г.

2я-2500

Масса всех антивибраторов

m | = 4ma = 8,96-103 г.

Жесткость упругого слоя каждого антивибратора

S a«* (2500)2 4л2/ла 6,25106.4я2.2,24.103«* 5,7- 10п дин/см.

Соотношение масс антивибраторов и механизма

: 2,2 4 -10-а.

4 ,0 0 -105

Сопротивление антивибратора, установленного на фундаменте (после амортизации), при однонаправленных низкочастотных коле-

баниях системы механизм—амортизация—фундамент

Если сопротивление фундамента значительно больше сопротивле­

вибрации фундамента до и после установки антивибратора

Из уравнений (5.35) и (5.36) видно, что в случае инерционного характера сопротивления фундамента на него следует устанавли­ вать антивибратор с массой в т ф/ т м раз большей, чем на механизм, для достижения одинакового эффекта снижения вибрации. По­ скольку Шф обычно больше ты, антивибратор потребуется более массивный. При упругом характере сопротивления Zф (со) имеются более благоприятные условия использования антивибратора на фундаменте. Сопротивление фундамента падает с частотой. На вто­ рой и третьей гармониках частоты вращения ротора возможны усло­ вия, когда эффект виброгашения достигается при меньшей затрате массы и габарита антивибратором, установленным на фундаменте, а не на механизме. Однако при упругом сопротивлении фундамента, когда он совершает деформации изгиба, реакция на внешнее воздей­ ствие имеет локальный — местный характер. Поэтому по периметру фундамента приходится устанавливать несколько антивибраторов,

антивибратор на фундаменте гораздо труднее, чем на механизме. При работе механизмов вблизи частоты резонанса на амортизации, как уже упоминалось, наибольший эффект достигается при уста­ новке антивибратора на механизм. Эффективность использования антивибратора на фундаменте в этом случае резко падает [(см. уравне­

ние (5.35)].

Высокочастотные антивибраторы на фундаменте располагают во всех участках его контакта с амортизацией. Для подбора параметров антивибраторов можно использовать уравнения (5.33)—(5.34), под­ ставив вместо сопротивления механизма сопротивление фундамента

Z"A> (со), а вместо Z™a. ф (со) — входное сопротивление системы амортизация—механизм Z"na_м (со) по отношению к силе, действую­

щей со стороны фундамента. На высоких частотах Z?" м (со) при­ мерно равно сопротивлению амортизации в режиме холостого хода.

194

Сопротивления (со) и Za м (со) на частотах выше 500—1000 Гц имеют значения одного порядка с ZM(со) и Za ф (со). Поэтому эффект от установки высокочастотных антивибраторов на лапе механизма или полке фундамента примерно одинаков. Целесообразность того или иного варианта определяют в зависимости от особенностей ча­ стотных характеристик сопротивлений механизма и фундамента в каждом частном случае.

Как уже упоминалось, антивибратор обеспечивает значительное снижение вибрации механизма, если он установлен на кольце вибро­ изолирующего подшипникового щита — между двумя слоями упру­

где q„. щ (со) и фи. щ (со) — скорости вибрации механизма с вибро­ изолирующими подшипниковыми щитами до и после установки анти­ вибратора:

с параметрами системы и требуемым эффектом виброгашения следую­ щим образом:

2щ(со) = у К ( с о ) - 1 ] ;

Масса установленного на кольце щита антивибратора на частоте вращения ротора совершает колебания прецессии в плоскости, пер­ пендикулярной оси ротора. Учитывая такую особенность колебаний, довольно легко добиться совпадения собственных частот колебаний антивибратора на щите вдоль осей z, у и ср при изготовлении массы