Файл: Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 21.10.2024
Просмотров: 65
Скачиваний: 0
В зависимости от соотношения числа зубцов якоря и числа пар полюсов машины принимают максимальные или минимальные зна чения Fr или М 0.
Если полюса расположены на роторе машины, т. е. вращаются вместе с ним, систему вибрационных сил целесообразно определять как неподвижную в пространстве относительно какого-либо мгно венного положения ротора. Так как ротор вращается, между векто рами сил, приложенных в различных точках, вводится фазовый сдвиг. Например, для двухполюсного генератора при равномерном зазоре систему радиальных сил можно представить четырьмя векто
рами (рис. 3). Причем горизон |
|
|
|
||||||
тальные силы сдвинуты по фазе |
|
|
|
||||||
на 90° относительно |
вертикаль |
|
|
|
|||||
ных. |
|
основного |
рабочего |
|
|
|
|||
Кроме |
|
|
|
||||||
магнитного поля, в электриче |
|
|
|
||||||
ских машинах возникают поля |
|
|
|
||||||
от неравномерного |
насыщения |
|
|
|
|||||
магнитолровода, |
несимметрич |
|
|
|
|||||
ности |
питающего |
напряжения, |
|
|
|
||||
несимметричности |
в |
магнитной |
|
|
|
||||
цепи и др. Это приводит к зна |
|
|
|
||||||
чительному |
усложнению |
кар |
|
|
|
||||
тины |
силового |
воздействия. |
|
|
|
||||
При |
исследовании |
вибрации, |
Рис. 3. Схема действия |
радиальных сил |
|||||
обусловленной такими |
полями, |
||||||||
достаточно |
рассматривать си |
двухполюсного |
генератора. |
||||||
стему действующих сил, состоя |
|
|
|
||||||
щую |
из равномерно распределенных по окружности статора |
||||||||
равных некоррелированных сил, приложенных |
на |
расстоянии |
|||||||
друг |
от друга не |
более |
четверти длины изгибной |
волны в кор |
|||||
пусе машины на высшей частоте исследуемого частотного диапа зона.
Наиболее сложно представить в виде локальных векторов силы аэро- и гидродинамического происхождения в насосах, турбинах, компрессорах и вентиляторах [29, 72, 76, 83, 87]. Известно, что в проточных частях механизмов наблюдаются объемные пульсации давления, которые и действуют на движущиеся рабочие тела и корпус механизмов. Все же при исследовании процессов распространения по конструкциям колебаний аэро- и гидродинамического происхо ждения целесообразно говорить о приведенных локальных силах, приложенных к корпусу в трех взаимно перпендикулярных на правлениях через подшипники и в радиальном направлении в рай оне наиболее интенсивного вихреобразования на расстоянии, при мерно равном четверти длины изгибной волны в статоре на верхней граничной частоте исследуемого диапазона. Силы эти допустимо считать статистически несвязанными.
Действующие на трубопровод силы при взаимодействии двиг. жущегося пульсирующего потока с внутреннейтттерхроэддодйуры
I 5
обычно концентрируются в местах резкого изменения направления трубопроводов.
Установление характера силового воздействия внутри механиз мов, связи между вибрационными силами и энергетическими пара метрами механизма, кинематики движения элементов его рабочих узлов — одна из основных задач конструкторов и проектантов малошумных механизмов. Решению этой задачи применительно к широкому кругу судовых механизмов посвящены исследования М. Д. Генкина, В. К- Гринкевича, Ф. М. Диментберга, В. И. Зин ченко, Н. И. Муркеса, М. М. Исаковича, И. Г. Шубова, Г. А. Хорошева, С. Я- Новожилова, А. В. Римского-Корсакова, К. И. Сели ванова, Е. Я. Юдина и др. Результаты их работ достаточно осве щены в литературе.
Однако данную проблему нельзя считать решенной. Физика шумо- и виброобразования чрезвычайно сложна, и для большин ства механизмов и процессов не удалось установить точные теоре тические соотношения между энергетическими и виброакустическими параметрами, дать расчетные методы определения сил, действующих в районе рабочих узлов. Поэтому важно разрабатывать экспери ментальные методы определения действующих в источниках вибра ции сил. Если схема системы сил выбрана и обоснована, то величины сил можно экспериментально установить, в частности, методом вза имности. Рассмотрим этот метод.
Допустим, действие источника эквивалентно действию единич ной силы "Qr (со). Согласно принципу взаимности
" К .- И = Л С ( со).
Из уравнения (1.1.) следует, что
ИК » = -
Qr (СО)
Величину МТг (со) можно определить, если воздействовать с по
мощью вибратора силой F niB (со) на неработающий механизм в рай оне л-ro болтового соединения в i-м направлении и измерить вели
чину возбуждаемой колебательной скорости "qrB (со) в точке и нап равлении действия силы нQr (со)
мг; (со)_ |
"дгв (со) |
|||
Таким образом, |
|
|
^ в (“ ) ' |
|
|
|
|
|
|
<И' (®) |
|
|
"дгв (со) |
|
"Qr (СО) |
|
(со) ’ |
||
откуда искомая величина |
|
|
|
|
НЛ /,л |
|
^ 1в |
„‘п /,-л |
|
Q r (® ) = |
|
г |
— — |
9с И ; |
|
|
'qrS (со) |
|
|
Г < ?» 1 |
|
К ( ® ) | |
ц\ (“ ) I- |
|
\"дгв (со) | |
||||
18
Из этой формулы видно, что действующее в рабочем узле усилие 11Qr (со) вычисляют по данным измерения вибрации работающего механизма ql (со) и переходных сопротивлений его конструкций
F'k («>)/"Чгв (ю).
При стационарном случайном характере вибрационных процессов усилие нQr (Асо) в полосе частот-Асо определяется из выражения
Q r эфф (А ® ) |
р 1в зфф (Аю) 9* эфф (Асо). |
|
ИЦ ГВ эфф (Дш) |
Измерение | /И"" (Асо) | = |
"qrBэфф (Асо)/F"Bэфф (Асо) производится |
при возбуждении механизма стационарным случайным силовым процессом, аналогичным по характеру процессу вибрации. Для воспроизведения такого силового процесса на практике целесо образно использовать в качестве генератора электрических коле баний запись на магнитной ленте сигнала, пропорционального скорости (или ускорению) вибрации работающего механизма.
При нескольких источниках |
сил в механизме |
||
"* |
v |
Ш |
и |
чЧИ = Е |
Е "Qr М Ж И |
= !<2i (со) Е |
Е Ж - И ,и« 1, (со), |
=1 |
г= I |
п= 1 |
г=1 |
где 1Q1 — сила, действующая в первом источнике вдоль оси х; 1пахг — комплексный коэффициент соотношения между силами
в источниках.
Согласно принципу взаимности работы сил иQr (со) на соответ ствующих перемещениях "qrB (со), возбуждаемых силой FniB (со),
равны работе силы F?B(со) на суммарном перемещении q" (со), обу словленном силами HQr (со), т. е.
т 11 |
6 |
|
. Е |
Е "9/-в(со)1на1Л(ш) |
Я*М |
И= 1 г= 1___________________ |
||
|
F?в (®) |
*Qi (со) |
Откуда
F 'Ib (®) я'1 (со)
lQi (СО) =
/ПИ 6
Е Е"^в(со) ^ ( с о )
11=17-=1
Остальные величины действующих в источниках вибрации сил
"Qr (со) = 1иоС1Л(со) QJ (со).
При стационарном случайном характере вибрационных процессов и отсутствии статистической связи между действующими в различ
ных узлах силами “Qr (Асо) величины этих сил определяются по
2* |
19 |
формулам
^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