Научная статья на тему 'Определение собственных частот колебаний насосного агрегата, установленного на пневматических упругих элементах, и оценка эффективности проектируемой вибрационной защиты'

Определение собственных частот колебаний насосного агрегата, установленного на пневматических упругих элементах, и оценка эффективности проектируемой вибрационной защиты Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

CC BY
388
62
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Ключевые слова
СОБСТВЕННАЯ ЧАСТОТА КОЛЕБАНИЙ / НАСОСНЫЙ АГРЕГАТ / ЭФФЕКТИВНОСТЬ ВИБРАЦИОННОЙ ЗАЩИТЫ / NATURAL FREQUENCY OF OSCILLATIONS / PUMP UNIT / EFFICIENCY OF VIBRATING PROTECTION

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Аверьянов Геннадий Сергеевич, Бельков Валентин Николаевич, Бобров Сергей Петрович, Корчагин Анатолий Борисович, Комаров Юрий Петрович

Рассматриваются приближенный и уточненный методы определения собственных частот колебаний системы и методы оценки эффективности вибрационной защиты на основе пневматических упругих элементов.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Аверьянов Геннадий Сергеевич, Бельков Валентин Николаевич, Бобров Сергей Петрович, Корчагин Анатолий Борисович, Комаров Юрий Петрович

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

CALCULATION OF NATURAL FREQUENCIES OF OSCILLATIONS OF PUMP UNIT MOUNTED ON PNEUMATIC ELASTIC ELEMENTS AND EVALIATION OF EFFICIENCY OF DESIGNED VIBRATIONAL GUARD

Calculation of natural frequencies of oscillations of pump unit mounted on pneumatic elastic elements and evaliation of efficiency of designed vibrational guard The approximate and accurate methods of definition of natural frequencies of oscillations of system and methods for estimation of the efficiency of vibration protection on the basis of pneumatic elastic elements are considered.

Текст научной работы на тему «Определение собственных частот колебаний насосного агрегата, установленного на пневматических упругих элементах, и оценка эффективности проектируемой вибрационной защиты»

УДК 62-567.5 г. С. АВЕРЬЯНОВ

B. Н. БЕЛЬКОВ

C. П. БОБРОВ А. Б. КОРЧАГИН Ю. П. КОМАРОВ

Омский государственный технический университет

НПО «Прогресс», г. Омск

ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОБСТВЕННЫХ ЧАСТОТ КОЛЕБАНИЙ НАСОСНОГО АГРЕГАТА, УСТАНОВЛЕННОГО НА ПНЕВМАТИЧЕСКИХ УПРУГИХ ЭЛЕМЕНТАХ, И ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРОЕКТИРУЕМОЙ ВИБРАЦИОННОЙ ЗАЩИТЫ________________________________

Рассматриваются приближенный и уточненный методы определения собственных частот колебаний системы и методы оценки эффективности вибрационной защиты на основе пневматических упругих элементов.

Ключевые слова: собственная частота колебаний, насосный агрегат, эффективность вибрационной защиты.

Для анализа вибрационно-защитных свойств пневматического упругого элемента (ПУЭ) с резинокордной оболочкой (РКО) в системе «Насосный агрегат—упругие элементы» необходимо определить частоты собственных колебаний этой системы.

В первом приближении насосный агрегат вместе с рамами рассматривается как абсолютно твёрдое тело. На основании известных данных о геометрической форме, размерах и массах входящих в данную систему тел были вычислены приведенные моменты инерции, жесткости подвески, положение центра инерции и центра жёсткости, после чего, при использовании известных уравнений механики приближённо определены собственные частоты колебаний.

Для данной конструкции эти частоты следующие:

— частота продольных угловых колебаний —

2.7 Гц;

— частота продольных поперечных колебаний —

3.8 Гц;

— частота линейных вертикальных колебаний — 2,3 Гц;

— частота линейных продольных колебаний —

1.8 Гц;

— частота линейных поперечных колебаний — 1,6 Гц.

Таким образом, приближённо найденные собственные частоты колебательной системы «насосный агрегат — упругая подвеска» лежат в области низких частот. Тогда в режиме стационарной работы можно

ожидать достаточно большой эффективности вибрационной защиты колебательной системы, так как, судя по литературным источникам и по измерениям, проведённым в процессе данной работы, основной частотный спектр вибрационно-активных узлов лежит много выше частот собственных колебаний системы.

Особое внимание при дальнейших исследованиях следует обратить на нестационарный режим работы агрегата (режим пуска-останова), так как здесь возможно совпадение собственных частот и частот вынужденных воздействий.

Кроме того, при разработке математической модели следует учитывать гироскопический эффект, возникающий вследствие высокой частоты вращения ротора электродвигателя, связанного с ротором насоса, и угловых колебаний всей системы. Возникающий при этом гироскопический момент вызывает раскачивание системы вокруг вертикальной оси, а появляющиеся дополнительные (из-за гироскопического момента) колебания имеют низкую частоту и могут совпадать с собственными частотами [1, 2].

Уточнённый анализ собственных частот колебаний насосного агрегата вместе с рамой и РКО как упругой системы целесообразно произвести на основании расчёта на ЭВМ с использованием метода конечных элементов.

С целью оценки эффективности проектируемой вибрационной защиты необходимо выполнить комплекс вибрационных измерений для насосного агре-

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012

Рис. 1. Схема измерений до установки системы виброзащиты:

1 — электродвигатель, 2 — насос, 3 — рама, 4 — задвижки, 5 — жесткие соединения, 6 — стена

Рис. 2. Схема измерений после установки системы виброзащиты:

1 — электродвигатель, 2 — насос, 3 — рама, 4 — задвижки, 5 — виброзащитные патрубки; 6 — стена;

7 — пневмоэлементы на базе РКО

гата без системы виброзащиты и с системой виброизоляции [3].

Разработана методика измерений и составлена схема измерений для характерных точек насосной станции (рис. 1).

Для объективности оценки эффективности вибрационной защиты по разработанной схеме были проведены измерения на стандартной аттестованной измерительной аппаратуре — сборщике данных модели 2526 фирмы Брюль и Къер. Результаты измерений представлены в виде амплитудного спектра.

После установки системы вибрационной защиты предполагается проведение измерений на той же аппаратуре и по той же методике по схеме на рис. 2.

В рамках выполнения данной работы проведён комплекс работ по введению информации от стандартного комплекса для измерения вибраций ВИ-6ТН в ЭВМ через звуковую плату и записи результатов в файл для последующей обработки.

Оценка вибраций по амплитудам частотного спектра ряда Фурье корректна только в предположении детерминированного сигнала и может быть использована для предварительной оценки.

Уточнённую оценку необходимо производить либо по спектральной плотности, либо по средне-

квадратичным значениям по полосам частот (обычно при измерениях вибрации принимаются октавные или полуоктавные полосы).

Решённая на данном этапе задача введения информации с датчика вибрации ЭВМ через звуковую плату позволит решить задачу обработки для получения спектральных плотностей или среднеквадратических значений по полосам частот.

В заключение приводится оценка эффективности выбранного принципа вибрационной защиты.

Целью вибрационной защиты в данном случае является снижение реакции основания (фундамента) от силового воздействия насосного агрегата благодаря наличию вибрационно-активного элемента [3].

Если вибрационно-активный элемент создаёт силовое гармоническое возбуждение

Р=Р08Іпю^

где Р0 и ю — амплитуда и частота, то цель вибрационной защиты будет состоять в изменении амплитуды силы Л0, передаваемой через РКО на фундамент здания. Как известно, Я0 определяется фактически из амплитудно-частотной характеристики системы: насосный агрегат, рассматриваемый как абсолютно твёрдое тело — пружина (РКО) — фундамент

{, гц 12 30 40 63 75 85 105 112 114 168 175 200

Л, м/с 2 4х10-3 3х10-2 10-2 1,5х10-3 4х10-3 4,5х10-3 8х10-3 2,5х10-2 10-2 1,5х10-2 8х10-3 4х 10-3

Таблица 2

1, Гц 12 30 40 63

Кк 0,28 0,065 0,04 0,015

г 3,16 7,9 10,5 16,6

Таблица 3

/, Гц 12 30 40 63

Я0усл 0,0012 0,0019 0,0004 0,00025

<В0 + 4п 2ю2

К - ю2 )2 + 4пю2

где ю0 — собственная частота системы, л — коэффициент демпфирования.

В теории вибрационной защиты систем принято характеризовать эффективность действия защиты безразмерным коэффициентом эффективности К=

=Я /Г <1

00

При введении безразмерных параметров

z = ш/ш0 и Ф = л/ гао

коэффициент эффективности может быть вычислен по выражению:

1 + 4 Ф2г2

(1 - г2 )2 + 4Ф2г2

где Ф, г — безразмерные элементы.

При полигармоническом воздействии, которое представляется суммой:

рис. 1) представляет собой амплитудный спектр виброускорений А2, приведенный в табл. 1.

Проведённый анализ собственных частот ю0 системы «агрегат —ПУЭ с РКО» показывает, что наивысшая частота ю0 составляет 3,8 Гц и соответствует наихудшему коэффициенту эффективности.

Анализ коэффициентов эффективности при Ф = = 0,33 показывает, что величина КЕ для наиболее значимых параметров амплитудного спектра имеет значение, приведенное в табл. 2.

Учитывая значения амплитудного спектра, оценку эффективности необ-ходимо производить с учётом того, что Я0Г<КЮ А (табл. 3).

Наиболее неблагоприятные значения полигар-монического воздействия лежит на частоте /= 30 Гц. Анализ показывает, что максимальная величина реакции основания во всём диапазоне частот не превышает значения, которое соответствует снижению не менее чем в 10 раз амплитуды силового воздействия для наиболее «неблагоприятной» частоты 30 Гц. Таким образом, можно утверждать, что выбранная схема и конструктивное решение вибрационной защиты на базе РКО позволит достаточно эффективно решить поставленную задачу.

ръ(х) = XР»і 8ІП(“,Ґ + хі),

і = 1

где ґоі, юі, х( — соответственно амплитуда, частота и начальная фаза і-й гармоники.

Условие эффективности вибрационной защиты эквивалентно выполнению неравенства

Кяі(Ф,г,.) < 1, (і=1, 2 ... п).

Необходимо отметить, что совокупность чисел ^ образует амплитудный спектр воздействия. Ограничиваясь на данном этапе оценкой эффективности при представлении возбуждаемого сигнала в виде амплитудного спектра, можно считать, что при существующем в настоящее время жёстком закреплении насосного агрегата на фундаменте виброускорения корпуса рамы насосного агрегата пропорциональны силовому воздействию при установке рамы на виброизоляторы и адекватны по частотному спектру.

Выборка для измеренных вертикальных ускорений рамы агрегата (точки 2 на схеме измерений,

Библиографический список

1. Исакович, М. М. Устранение вибраций электрических машин / М. М. Исаакович, Л. И. Клейман, Б. Х. Перчанок. — Л. : Энергия, 1969. — 215 с.

2. Вибрация в технике. В 6 т. Т. 3. Колебания машин, конструкций и их элементов [ текст] : справочник / Э. Л. Айрапетов [и др.] ; под ред. Ф. М. Диментберга, К. С. Колесникова. — М. : Машиностроение, 1980. — 544 с.

3. Вибрация энергетических машин [текст] : справ. пособие / Н. В. Григорьев [и др.] ; под ред. Н. В. Григорьева. — Л. : Машиностроение, 1979. — 464 с.

АВЕРЬЯНОВ Геннадий Сергеевич, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Авиа- и ракетостроение» Омского государственного технического университета.

БЕЛЬКОВ Валентин Николаевич, кандидат технических наук, профессор, декан факультета транспорта, нефти и газа Омского государственного технического университета.

К =

ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК № 1 (107) 2012 МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ ОМСКИЙ НАУЧНЫЙ ВЕСТНИК №1 (107) 2012

БОБРОВ Сергей Петрович, первый заместитель генерального директора научно-производственного предприятия « Прогресс».

КОРЧАГИН Анатолий Борисович, кандидат технических наук, доцент кафедры «Безопасность жизнедеятельности» Омского государственного технического университета.

КОМАРОВ Юрий Петрович, главный конструктор по спецтематике научно-производственного предприятия « Прогресс».

Адрес для переписки omankor@mail.ru

Статья поступила в редакцию 06.12.2011 г.

© Г. С. Аверьянов, В. Н. Бельков, С. П. Бобров,

А. Б. Корчагин, Ю. П. Комаров

УДК 621.9 Р. Л. АРТЮХ

А. В. ДЕЙЛОВА А. П. МОРГУНОВ

Омский государственный технический университет

ВЛИЯНИЕ ПОГРЕШНОСТИ УСТАНОВКИ ЗАГОТОВКИ В ЦЕНТРАХ НА ТОЧНОСТЬ

ВЫПОЛНЯЕМЫХ РАЗМЕРОВ__________________________

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

В статье рассмотрено влияние геометрической точности станка, а именно влияние точности положения центров относительно друг друга, точности геометрической формы конусных поверхностей центров на получаемую в результате обработки форму деталей. Представлена ЭР модель обработки заготовки в центрах, позволяющая увидеть контактные участки поверхности центровых отверстий и центров, визуализировать процесс возникновения погрешностей как линейных, так и диаметральных отклонений формы.

Ключевые слова: погрешность установки, эксцентриситет, несоосность центров станка, ЭР модель, отклонение формы, центровые отверстия.

Технологическая подготовка производства, а именно, проектирование технологических процессов, в том числе и расчет размеров, занимает значительную долю времени при изготовлении деталей. При оценке влияния погрешностей, возникающих в процессе обработки, доминирующей погрешностью зачастую является погрешность установки, которая включает в себя погрешность базирования Е6, погрешность закрепления Ез и погрешность приспособления Е : Е =Еб + Е+Е .

пр уст б з пр

При обработке поверхностей вращения на токарных и круглошлифовальных станках эксцентриситеты появляются, как правило, при смене технологических баз (1). При обработке в центрах, либо при обработке без смены технологических баз погрешность установки исключается из расчета суммарной погрешности (2).

Да = Ду + Еуст + Дн + Ди + ДТ + ДЕф, (1)

Да = Ду + Дн + Ди + ДТ + ДЕф. (2)

В то же время результаты исследований точности обработки поверхностей вращения в центрах свидетельствуют о существенном влиянии точности положения оси центров на появление отклонений формы обрабатываемых поверхностей как цельных, так и прерывистых. Очевидным является факт несовпадения оси центров и оси заготовки, который возникает в результате перекоса осей центров станка и осей центровых отверстий заготовки, в результате

износа центровых отверстий и конических поверхностей центров. В этом случае, если оси центровых отверстий заготовки не совпадают, то контакт между поверхностью центрового отверстия и центра происходит, как правило, по двум точкам.

Из-за несоосности центров станка погрешность взаимного положения центровых отверстий и центров также увеличивается. Кроме того, угол конуса центра станка имеет допуск ±30', а угол конуса центрового отверстия от +30' до —1° (в соответствии с ГОСТ) [1].

Наличие погрешности технологических баз при установке заготовки на центра станка оси центров и ось вращения заготовки не совпадают. Незначительное изменение положения заготовки на центрах изменяет взаимное положение оси заготовки и осей центров. В качестве параметров, определяющих данные положения, можно рассматривать углы Ду, ДР и Ду (рис. 1).

Как видно из рис. 2, перекосы центровых гнезд и центров вызывают появление дополнительных погрешностей линейных размеров. Несоосность переднего и заднего центров, например, изменение положения заготовки на величину е, появляющуюся в результате смещения заднего центра, в конечном счете, приведет к изменению радиальной составляющей силы резания Ру, так как изменяется толщина срезаемого слоя при точении или шлифовании.

Упругие деформации, возникающие под влиянием сил резания, в данном случае от радиальной составляющей Ру, изменяют положение исходной поверх-

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.