- •МЕХАНИКА МАШИН
- •1.1. Структура машинного агрегата
- •1.4. Управление движением машинного агрегата
- •СТРОЕНИЕ МЕХАНИЗМОВ
- •2.1. Основные определения
- •2.2. Кинематические пары и соединения
- •2.5. Структурный синтез механизмов
- •2.6. Классификация механизмов
- •КИНЕМАТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МЕХАНИЗМОВ
- •3.1. Основные понятия
- •tgfa
- •3.6. Примеры графического исследования механизмов
- •pc = fivVB\ Р'Ь" = цайв', Ь"Ь'= цаагВ-
- •3.7. Кинематические характеристики плоских механизмов с высшими парами
- •3.8. Кинематические характеристики пространственных механизмов
- •3.9. Метод преобразования декартовых прямоугольных координат
- •4.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •4.2. Приведение сил
- •4.3. Приведение масс
- •4.8. Неравномерность движения механизма
- •JTnp,
- •4.10. Динамический анализ и синтез с учетом влияния скорости на действующие силы
- •5.1. Динамическая модель машинного агрегата
- •5.2. Установившееся движение машинного агрегата
- •5.3. Исследование влияния упругости звеньев
- •СИЛОВОЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ
- •6.1. Основные положения
- •6.4. Силовой расчет механизма с учетом трения
- •6.5. Потери энергии на трение. Механический коэффициент полезного действия
- •ВИБРОАКТИВНОСТЬ И ВИБРОЗАЩИТА МАШИН
- •7.1. Источники колебаний и объекты виброзащиты
- •7.3. Анализ действия вибраций
- •7.6. Статическая и динамическая балансировка изготовленных роторов
- •Щ = у/g sina/<5CT,
- •7.8. Демпфирование колебаний. Диссипативные характеристики механических систем
- •7.9. Динамическое гашение колебаний
- •тт(р - рт) = mjyE.
- •7.11. Ударные гасители колебаний
- •7.12. Основные схемы активных виброзащитных систем
- •ТРЕНИЕ И ИЗНОС ЭЛЕМЕНТОВ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАР МЕХАНИЗМОВ И МАШИН
- •8.1. Виды и характеристики внешнего трения
- •8.2. Основные понятия и определения, используемые в триботехнике
- •8.3. Механика контакта и основные закономерности изнашивания
- •8.4. Методика расчета износа элементов кинематических пар
- •МЕТОДЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ СХЕМ ОСНОВНЫХ ВИДОВ МЕХАНИЗМОВ
- •МЕТОДЫ СИНТЕЗА МЕХАНИЗМОВ С ВЫСШИМИ ПАРАМИ
- •9.1. Основные понятия и определения
- •9.2. Основная теорема зацепления
- •9.3. Скорость скольжения сопряженных профилей
- •9.4. Угол давления при передаче движения высшей парой
- •9.5. Графические методы синтеза сопряженных профилей
- •9.7. Производящие поверхности
- •МЕХАНИЗМЫ ПРИВОДОВ МАШИН
- •10.1. Основные понятия и определения
- •10.2. Строение и классификация зубчатых механизмов
- •10.4. Планетарные зубчатые механизмы
- •ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
- •11.2. Эвольвента, ее свойства и уравнение
- •11.3. Эвольвентное прямозубое колесо
- •11.4. Эвольвентная прямозубая рейка
- •11.5. Эвольвентное зацепление
- •11.8. Подрезание и заострение зуба
- •11.9. Эвольвентная зубчатая передача
- •11.10. Качественные показатели зубчатой передачи
- •11.11. Цилиндрическая передача, составленная из колес с косыми зубьями.
- •11.12. Особенности точечного круговинтового зацепления Новикова
- •ПРОСТРАНСТВЕННЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
- •12.1. Коническая зубчатая передача
- •МЕХАНИЗМЫ С НИЗШИМИ ПАРАМИ
- •13.1. Основные этапы синтеза
- •13.4. Синтез четырехзвенных механизмов по двум положениям звеньев
- •13.5. Синтез четырехзвенных механизмов по трем положениям звеньев
- •13.6. Синтез механизмов по средней скорости звена и по коэффициенту изменения средней скорости выходного звена
- •tijivu) < [tfj]-
- •КУЛАЧКОВЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •14.1. Виды кулачковых механизмов и их особенности
- •14.2. Закон перемещения толкателя и его выбор
- •sinx4
- •sinx2 = [(*2 “ Vj3)/f34]sm03;
- •14.5. Определение габаритных размеров кулачка по условию выпуклости профиля
- •14.6. Определение координат профиля дисковых кулачков
- •14.7. Механизмы с цилиндрическими кулачками
- •МЕХАНИЗМЫ С ПРЕРЫВИСТЫМ ДВИЖЕНИЕМ ВЫХОДНОГО ЗВЕНА
- •15.1. Зубчатые и храповые механизмы
- •15.2. Мальтийские механизмы
- •15.3. Рычажные механизмы с квазиостановками
- •УПРАВЛЕНИЕ ДВИЖЕНИЕМ СИСТЕМЫ МЕХАНИЗМОВ
- •16.2. Циклограмма системы механизмов
- •МАНИПУЛЯЦИОННЫЕ МЕХАНИЗМЫ
- •17.3. Задачи о положениях манипуляторов
- •17.4. Задачи уравновешивания и динамики
- •Glos
2ТГп
где 6 = и>0 — логарифмический декремент колебаний; п =
= Ь/(2т) — коэффициент демпфирования. Из сравнения (7.36), (7.37) видно, что
ф = 26. |
(7.38) |
Учет внутреннего трения в материалах. Много численными экспериментами установлено, что поглощающие свойства большинства материалов не зависят от частоты де формирования. Поэтому диссипативные свойства материала удобно характеризовать с помощью коэффициента поглоще ния ф или связанного с ним равенством (7.38) логарифмиче ского декремента колебаний 6. Эти величины, определяемые, как правило, экспериментально, представляют в виде зависи мостей от амплитуд относительных деформаций, нормальных или касательных напряжений.
Конструкционное демпфирование в неподвижных соединениях. Наряду с внешними демпфирующими факто рами на колебания механических систем заметное влияние мо гут оказать энергетические потери внутри самой конструкции (конструкционное демпфирование). Эти потери происходят из-за трения в кинематических парах, а также в прессовых, шлицевых, резьбовых, заклепочных и т.п. соединениях. Хо тя такие соединения принято называть неподвижными, в дей ствительности при их нагружении неизбежно возникают ма лые проскальзывания по контактным поверхностям; на соот ветствующих относительных перемещениях силы трения со вершают работу.
Лишь в некоторых простых схемах соединений поглоще ние энергии за один цикл можно вычислить с помощью теоре тического расчета. Более надежные оценки рассеяния энергии могут быть получены экспериментальным путем — либо по параметрам резонансного пика в режиме моногармонических вынужденных колебаний, либо по огибающей свободных зату хающих колебаний.
7.9. Динамическое гашение колебаний
Метод динамического гашения колебаний состоит в присо единении к объекту виброзащиты дополнительных устройств с
целью изменения его вибрационного состояния. Работа дина мических гасителей основана на формировании силовых воз действий, передаваемых на объект. Этим динамическое га шение отличается от другого способа уменьшения вибрации, характеризуемого наложением на объект дополнительных ки нематических связей, например закреплением отдельных его точек.
Вопросам динамического гашения колебаний посвящены работы ряда исследователей И.В. Ананьева, В.И. Бабицкого, С.П. Тимошенко.
Изменение вибрационного состояния объекта при присо единении динамического гасителя может осуществляться как путем перераспределения колебательной энергии от объекта к гасителю, так и в направлении увеличения рассеяния энергии колебаний. Первое реализуется изменением настройки систе мы объект — гаситель по отношению к частотам действующих вибрационных возмущений путем коррекции упругоинерцион ных свойств системы. В этом случае присоединяемые к объ екту устройства называют инерционными динамическими га сителями. Инерционные гасители применяют для подавления моногармонических или узкополосных случайных колебаний.
При действии вибрационных нагрузок более широкого час тотного диапазона предпочтительней оказывается второй спо соб, основанный на повышении диссипативных свойств систе мы путем присоединения к объекту дополнительных специаль ных демпфируемых элементов. Динамические гасители дисси пативного типа получили название поглотителей колебаний. Если они одновременно корректируют упругоинерциойные и диссипативные свойства системы, то их называют динамиче скими гасителями с трением.
Динамические гасители могут быть конструктивно реали зованы на основе пассивных элементов (масс, пружин, демпфе ров) и активных, имеющих собственные источники энер^ии* ® последнем случае речь идет о применении систем автоМатиче' ского регулирования, использующих электрические, гиДравли" ческие и пневматические управляемые элементы.
Динамическое гашение применимо для всех виД0В ко' лебаний: продольных, изгибных, крутильных и т.Д*> ПРИ
I
X2 ^ |
в |
б
Рис. 7.23
этом вид колебаний, осуществляемых присоединенным устрой ством, как правило, аналогичен виду подавляемых колебаний.
Пружинный одномассный инерционный динамиче ский гаситель. На рис. 7.23, а представлен простейший слу чай, когда демпфируемый объект моделируется сосредоточен ной массой 771, прикрепленной к основанию линейной пружиной жесткостью с. Колебания объекта возбуждаются либо перио дической силой G(t) = G действующей на объект, либо вибрациями основания по закону ae(t) = aeoelut.
Под действием приложенного возмущения объект совер
шает одномерные колебания. |
Собственная частота демпфи |
руемого объекта UQ = ^с/т . |
При и —> колебания объек |
та 1 существенно возрастают. Для их уменьшения к нему при соединяется динамический гаситель 2 (рис. 7.23, б), имеющий сосредоточенную массу гаг, пружину жесткостью сг и вязкий демпфер с коэффициентом трения ЬТ.
Дифференциальные уравнения продольных колебаний си стемы с гасителем имеют следующий вид:
ттхт+ Ьт(хт—х) + сг(яг —х) = U,
где я, хг — абсолютные координаты перемещений масс.
При динамическом гашении крутильных колебаний по схеме, показанной на рис. 7.23, в, уравнения, записанные отно сительно абсолютных углов поворота дисков демпфируемого
объекта и гасителя </?, ipT имеют аналогичный вид:
J(p + Ьт(<р - фг) + + cT(tp - (рт) = Moetufi\
(7.40)
JTlpT+ bT(<pT- Cp) + cT((pT- <p) = 0.
Здесь «7, Jr — моменты инерции демпфируемого объекта и га сителя; с, сг — крутильные жесткости валов; Ьг — коэффи циент вязких потерь при парциальных колебаниях гасителя; MQ — амплитуда вибрационного крутящего момента, прило женного к диску демпфируемой системы.
Отыскиваем решения системы уравнений (7.39) в форме
x(t) = aetuJt, xT(t) = arelujt,
где a, ar — амплитуды колебаний демпфируемого объекта и динамического гасителя соответственно.
При настройке парциальной частоты упругих колебаний гасителя a;r = y/cT/mT на частоту внешнего возбуждения и у «остаточные» колебания объекта оказываются пропорци ональными потерям в гасителе:
И |
_ |
2/?г |
Т |
= |
{^2C4 + 4/Jr2[l - С2(1 + /i)]2} 1^2 ’ |
Здесь 6 = Go/с; С = w/wo; V = mT/m; /?г = 6г/&0-
Таким образом, при указанной настройке при /?г —►0 мо дуль |а| —>0, т.е. колебания демпфируемой системы полностью устраняются.
На рис. 7.24 приведены (а — для демпфируемого объек та, б — для гасителя) амплитудно-частотные характеристи
ки |
рассматриваемой |
системы с гасителем (см. рис. 7.23,6). |
||
Для |
сравнения на |
рис. 7.24, а штриховой |
линией нанесе |
|
на |
|
амплитудно-частотная характеристика |
объекта (см. |
рис. 7.23, а). При выбранной настройке присоединение гаси теля образует такую результирующую систему с двумя сте пенями свободы, у которой на частоту возбуждения приходит ся антирезонанс. При этом частота антирезонанса совпадает также с частотой резонанса исходной системы.
Катковые инерционные динамические гасители. Возможности использования инерционных динамических гаси телей могут быть расширены при обеспечении компенсирую-
щей реакции гасителя. Это достигается, в частности, при менением в качестве гасителей неизохронных элементов, име ющих возможность подстраивать частоту своих движений к частоте возбуждения. Существенной неизохронностью обла дают, например, элементы, способные осуществлять обкатку замкнутых поверхностей: цилиндр в цилиндрической полости, шар в цилиндрической или сферической полости, кольцо, на детое на стержень, и т.п. Прикрепление таких элементов к вибрирующему объекту приводит к тому, что осуществляемое ими движение обкатки синхронизируется с внешним возбужде нием. При этом периодическая реакция, создаваемая вращаю щимся элементом, противодействует вибрационной нагрузке.
В качестве примера рассмотрим демпфируемый объект с одной степенью свободы, возбуждаемый гармонической силой G(t) = Go cos(ut + ip) и снабженный шаровым или роликовым гасителем массой тти радиусом рг, расположенным в цилинд рической полости радиусом р (рис. 7.25). Рассматриваемая си стема описывается следующими дифференциальными уравне ниями:
(га + тт)х + сх =
= Go cos(ut + ф) + (р —Рт)тг(ф2cos (р+ ip sin ip)\ (7.41) гаг(р —рт)2ф = тпт(р —рт)х sin <р.
Здесь х — продольная координата объекта; — относитель ная угловая координата положения гасителя, отсчитываемая