Файл: Горелов, В. А. Механические колебания в радиоэлектронике.pdf

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 23.10.2024

Просмотров: 72

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

- II6 -

Выбор типа амортизаторов производится по их паспортным дан­

ным, включающим номинальную нагрузку по всем трем осям, про­

гиб, получающийся от неё, предельное значение статической нагрузки, ход амортизатора по осям, допускаемые амплитуды

смещения основания при различных частотах? значения коэффи­ циента динамичности при различных частотах вибрации основа­ ния, срок эксплуатации и др.данные (см..например, [l5]j27]).

Статический расчет системы амортизации ведется на нагруз­ ку, равную весу прибора, однако если прибор подвергается дли­

тельному воздействию линейных ускорении при одновременном воздействии вибрации или удара, целесообразно к весу прибора

прибавить и силу инерции, положив р = р ( | + й ) ,

где 01 - вектор линейного ускорения, который может распола­

гаться и под некоторым углом к линии действия силы тяжести. Статические реакции амортизаторов должны удовлетворять урав­ нениям статист. В однонаправленных схемах статическая нагруз­ ка и реакции амортизаторов образуют систему параллельных сил

и потоку должны удовлетворять трем уравнениям равновесия:

 

Р ;

5 Р#:х„ =0

2 Р Л ,

=

0 .

(3.7)

 

 

 

 

 

 

 

Здесь

Р„ - реакция

Ѵ-гоамортизатора,

Ху,, у - его координа­

ты в

системе ОХУ

с началом, совпадающим с центром масо прибо­

ра, N - число амортизаторов.

Если Л/

= 3, то из этих урав­

нений легко определяются реакции Pf , Pt и

Ps , При

Л/>3 за­

дача становится статически неопределимой,. В, этом случае ш

реакции накладывают

N - 3 дополнительных условий,

выбор


- ІГ7 -

которых подчиняется лишь одному условию - чтобы значения ре­ акций не получались отрицательными. Некоторые из таких усло­

вий приводятся

в работах

£із] , [іб] .

Определив

значения реакций

 

D , модно выбирать типовые раз­

меры амортизаторов из условия:

 

 

м и н

 

^ Ц) * Pf «а« 1

где PfiKH и

Р щ к

- наименьшая

и наибольшая из допустимых ста­

тических нагрузок на выбранный амортизатор. Значения Рцц« И Рма<с заданы в соответствующих нормалях [27] . Следует от­

метить, что значения действительных статических реакций могут

существенно отличаться от расчетных, если при монтаже системы

амортизации не будет произведена специальная технологическая операция, называемая "выравниванием". Выравнивание заключает­ ся в установке под амортизаторы специальных прокладок, компен­ сирующих разницу в статлче.ских деформациях амортизаторов. Для определения толщины выравнивающих прокладок необходимо по ста­ тическим характеристикам амортизаторов определить деформацию

каждого амортизатора. Пустъ <Ь>>- деформация ^-го амортизато-

ра, ^

нИ -наименьшая из величин

. Тогда толщина компенси­

рующей

прокладки,

устанавливаемой под

Ѵ-й амортизатор, опре­

деляется формулой

Ду

-

 

Практически вводить компенсирующую прокладку имеет смысл,если А,і>(0,2 * 0,3) Sy , т.к. при меньших значениях ^ разница медцу действительным и расчетным значением Ру .вызванная отоутотииам компѳнсшші, окажется менее значительной, чем разни­ ца, вызіышая разбросом етатичеоких характеристик амортизато­ ров. Выравнивание .преследует цель установить Црибор без пере­ косов, что практически и служит критерием правильности монтажа.


- П 8 -

Если хе не производить выравнивание, то действительные зна­ чения реакций могут отличаться от расчетных на 50 % и более. Это монет привести к нарушении) работы системы амортизации в резонансном режиме, смещению собственных частот, возникнове­ нию угловых колебаний и т.п.

Если амортизируемый прибор принять за абсолютно твердое тело, а массами амортизаторов пренебречь, то прибор можно рассмат­

ривать как систему, обладающую шестью степенями свободы. Это означает, что положение прибора в пространстве монет быть оп-

ределено шестью координатами, в качестве которых выбирают ко­ ординаты центра тяжести Х с , ус , -2С 'и углы d , j?> , 'jf

поворота тела вокруг этих осей. Шесть собственных частот,со­ ответствующих каждой координате называют амортизационными в отличие от упругих частот, связанных с учетом собственной податливости прибора.

Важно отметить, что амортизационные частоты должны быть зна­ чительно ниже упругих частот. Это необходимо для того, чтобы резонансы прибора на упругих частотах были не слишком интен­

сивными. Если наибольшая из амортизационных частот,

а- наименьшая из упругих частот, то должно выполнять­

ся соотношение: •

,

* '

Сі)ткс ^

1

 

Сі>г "

~ 3 *

С другой стороны, амортизационные частоты не должны быть че­ ресчур низкими, т.к. иначе система амортизации будет слишком чувствительной к ударам и линейным перегрузкам.

Таким образом, желательно, чтобы все шесть амортизационных частот оказались по возможности близкими друг к другу и зани­ мали узкий диапазон, не превышающий нескольких герц..

- II9 -

Для определения собственных частот системы амортизации необходимо предварительно найти:

1) массу амортизируемого прибора Ш

,его моменты инерции

относительно осей Х,У,Н

(

» У і

), а такие центро­

бежные моменты инерции

( 0Ху. » Ухі

.

);

2) .динамические жесткости амортизаторов в направлениях,

параллельных осям X, У,

2

(Сх9,

, Q ? ). Пусть направления

осей Х,У, 2 совпадают

с главными направлениями амортизаторов

(это условие выполняется во всех схемах нагружения, кроме схем с наклонным расположением амортизаторов ; динамические

жесткости стандартных амортизаторов по главны:.: направлениям

приведены в И >•

Зная динамические жесткости амортизаторов, находят жесткостные параметры системы амортизации по формулам:

% = »

У

М* = ^

г У»3,

Мг «|(CXfl(*+Cyi3qg. Муг = “^СхѵУѵ^ѵ 7

Гз ' Щ<

■S,1»-іс ,,)..

У =# М ..

с, =20,,

fj

У

Сг=“

fj

(3.8)

МхчC ~ **i.

У*1

Мгг =

,

Тогда собственные частоты системы амортизации могут быть оп­ ределены как корни следующего частотного уравнения, являющегс ся алгебраическим уравнением шестой степени относительно б)2:



 

0

 

 

1 2 0 -

 

 

 

C t - m u s

0

 

0

5 ;

 

S ?

0

(L - т ы 2

0

 

S *

0

 

S ?

 

О

 

 

s *

 

 

0

0

с , - т ы

S |

e

0

 

 

с

г

t ix - J xa>}

 

 

= 0 .

0

s a

N X3 * J , , ö

;

M x i *

J

x

Ч

0

Os y*

М х 3 + З * 30)г; М у - З у Ы 2

 

ч

ч

0

H x l + 3 x i t o ; Г І у і+ І у іЫ ;

М , -

 

 

Составление и решение частотного уравнения приводит к сравни­ тельно трудоемким вычислениям. Между тем действительные зна­ чения собственных частот обычно значительно отличаются оі расчетных. Это происходит по двум причинам: из-за того, что даннические жесткости реальных амортизаторов могут сильно отличаться от данных, приведенных ь ношали, вследствие раз­ броса упругих характеристик, а тате из-за того, что аморти­ зируемый прибор не является абсолютно жестким телом.Все это приводит к заметному смещению собственных амортизационных частот, причел, чем ниже первач упругая частота прибора, тем это смещение больше. Бот почему для упрощения оценки вибраци­ онных свойств системы амортизации в предварительных расчетах рекомендуется [iöj заменять определение собственных частот определение?^ парциальных частот. Каждую из шести парциальных частот получим, если мысленно закрепим прибор так, чтобы лишь одна из координат х с, .,?<-, </ , ß , ^ могла изменять­ ся, а все остальные оставались неизменными. Их величины опре­ деляются выражениями'

г

С*

toy

=

т

 

б>.‘ =

 

to­

rn

 

т

?

 

 

г

О)1 =

H x

/,2

_

H u

-

&

“ »

 

 

 

 

7

 

 

 

et

з *

 

'

i

'

Г

3 ,