Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Виброзащита тепловых двигателей на судах водного транспорта 7
1.1. Основные источники вибрации на судах водного транспорта 7
1.2. Методы виброзащиты механизмов 10
1.3. Устройства для виброизоляции тепловых двигателей и их основные характеристики 15
1.4. Пневмогидравлическая виброизолирующая опора как наиболее перспективное устройство виброзащиты тепловых двигателей 21
1.5. Выводы по главе. Постановка задач исследования 25
ГЛАВА 2. Исследование колебаний пневмогидравлической виброизолирующей опоры и эффективности ее использования в качестве виброизолятора 27
2.1. Свободные колебания пневмогидравлической виброизолирующей опоры 27
2.1.1. Теоретическое исследование свободных колебаний пневмогидравлической виброизолирующей опоры 27
2.1.2. Расчет характеристик модели пневмогидравлической виброизолирующей опоры при ее свободных колебаниях 40
2.2. Вынужденные колебания пневмогидравлической виброизолирующей опоры 45
2.2.1. Теоретическое исследование вынужденных колебаний пневмогидравлической виброизолирующей опоры 45
2.2.2. Расчет основных параметров модели пневмогидравлической виброизолирующей опоры при ее вынужденных колебаниях 52
2.3. Эффективность использования пневмогидравлической виброизолирующей опоры в качестве виброизолятора 59
2.4. Результаты исследования и выводы 69
ГЛАВА 3. Аналитический расчет количества, размеров и формы дросселирующих отверстий в гидравлическом поршне виброизолирующей опоры 71
3.1. Определение потерь напора и давления при движении жидкости по проточной части пневмогидравлической виброизолирующей опоры 71
3.2. Определение расхода жидкости, протекающей через проточную часть пневмогидравлической виброизолирующей опоры 89
3.3. Расчет количества и диаметра дросселирующих отверстий гидравлического поршня пневмогидравлической виброизолирующей опоры 97
3.4. Определение полной потери энергии при движении рабочей жидкости по проточной части пневмогидравлической виброизолирующей опоры 98
3.5. Исследование возможности бескавитационного течения жидкости по проточной части пневмогидравлической виброизолирующей опоры 100
3.6. Инженерный расчет количества и формы дросселирующих отверстий гидравлического поршня виброизолирующей опоры 103
3.7. Результаты исследования и выводы 110
ГЛАВА 4. Лабораторные и экспериментальные исследования пневмогидравлической опоры как виброизолирующего механизма 111
4.1. Исследование силовой характеристики пневмогидравлической виброизолирующей опоры как виброизолирующего механизма 111
4.2. Стендовые испытания эффективности пневмогидравлической виброизолирующей опоры и АКСС-400И 117
4.3. Лабораторные исследования упругой подвески, содержащей пневмогид-равлические виброизолирующие опоры 122
4.4. Судовые испытания виброизолирующей подвески с пневмогидравличе-скими виброизолирующими опорами 129
4.5. Результаты проведенных лабораторных и экспериментальных исследований. Выводы по главе 132
Заключение 134
Библиографический список использованной литературы 137
Приложения 147
- Устройства для виброизоляции тепловых двигателей и их основные характеристики
- Вынужденные колебания пневмогидравлической виброизолирующей опоры
- Определение расхода жидкости, протекающей через проточную часть пневмогидравлической виброизолирующей опоры
- Стендовые испытания эффективности пневмогидравлической виброизолирующей опоры и АКСС-400И
Введение к работе
Актуальность темы обусловлена тем, что снижение уровней вибрации судового энергетического оборудования, является важнейшей задачей судостроения. Известно, что вибрации и удары сопутствуют работе многих машин и механизмов, снижая их надежность и долговечность, а также вредно воздействуя на здоровье человека. Особенно серьезная ситуация в области защиты от вибраций сложилась на судах водного транспорта.
Проведение государственной программы аттестации рабочих мест по условиям труда на предприятиях РФ поставило новые проблемы по улучшению санитарно-гигиенических условий труда и внедрению современных средств техники безопасности, так как на большинстве эксплуатирующихся машин и механизмов (в том числе на судах водного транспорта) уровни вибрации превышают допустимые значения.
Развитие современных судовых установок связано, с одной стороны, с увеличением мощности и быстроходности механизмов, являющихся во многих случаях источниками интенсивного шума и вибраций, с другой стороны - с все большими масштабами использования точных приборов и аппаратуры различного назначения, чувствительных к вибрациям.
В настоящее время сами методы проектирования предусматривают решение задач по значительному снижению вибрации уже на стадии технического задания за счет специального расположения помещений относительно источников вибрации и шума, рационального выбора конструкции самого корпуса, толщины листов обшивки, применению различных, наиболее прогрессивных виброизолирующих материалов и устройств. Но использование традиционных средств виброизоляции судовых энергетических установок не всегда даёт желаемый эффект, что предопределяет необходимость поиска и использования принципиально новых устройств для улучшения эффективности виброизоляции судового двигателя. Этого можно добиться с помощью установки в упругих подвесках двигателя активно-пассивных виброизоляторов, таких как пневмо-гидравлические виброизолирующие опоры.
Свой вклад в решение этих проблем должна внести и настоящая диссертационная работа, целью которой является разработка теоретических и конструкционных основ создания пневмогидравлической виброизолирующей опоры для упругих подвесок судовых энергетических установок, а также различные испытания изготовленных образцов опор.
Научная новизна работы заключается в следующем: теоретически обоснована и практически осуществлена конструкция пневмогидравлической виброизолирующей опоры для упругой подвески ДВС; разработана математическая модель пневмогидравлической виброизолирующей опоры, позволяющая рассчитывать её статические и динамические свойства в зависимости от значений параметров проточной части; определены основные формулы, зависимости, описывающие физическую природу процессов, протекающих при использовании опоры в качестве виброизолятора, а также произведен расчет основных характеристик модели опоры при её свободных и вынужденных колебаниях; исследована эффективность применения опоры в качестве виброизолятора по различным критериям; определены коэффициенты гидравлических сопротивлений при движении жидкости через местные сопротивления в зависимости от размеров и геометрии дросселирующих отверстий гидравлического поршня; определены наиболее подходящие размеры, геометрия и количество дросселирующих отверстий гидравлического поршня виброизолирующей опоры; подсчитаны потери давления и энергии, возникающие при движении жидкости, а также количество энергии, поглощаемой гидравлическим поршнем как демпфером при колебательных движениях; вычислены предельные скорости движения жидкости для бескавитационной работы пневмогидравлической виброизолирующей опоры.
Устройства для виброизоляции тепловых двигателей и их основные характеристики
Поскольку настоящая диссертация посвящена решению некоторых проблем виброзащиты судовых двигателей, то проанализируем работу выпускаемых в настоящее время промышленностью многих стран те амортизаторы, которые используются в судостроении для виброизоляции главных малооборотных дизелей, дизель-генераторов и вспомогательных двигателей.1. На судостроительных предприятиях России и Украины наиболее широко применяются резинометаллические виброизоляторы типа АКСС, к двум главным разновидностям, которых относятся амортизаторы АКСС-М и АКСС-И(рис. 1.2).
Виброизоляторы АКСС, в зависимости от типоразмера, имеют свободный ход 7 - 12 мм в осевом и примерно столько же в боковых направлениях.
АКСС-И обладает меньшими статическими и динамическими (вибрационными) жесткостями, чем тех же размеров амортизаторы АКСС-М. Кроме то го, динамическая жесткость амортизаторов АКСС-И возрастает с частотой деформирования значительно медленнее, чем у амортизаторов АКСС-М. Поэтому, виброизоляционные свойства амортизаторов АКСС-И лучше, чем у АКСС-М, несмотря на одинаковую статическую нагрузку. Однако, при использовании виброизоляторов АКСС-М, легче обеспечивается отсутствие резонансов с частотами ходовой вибрации судна, а отклонения виброизолированного оборудования при качке или крене оказываются меньшими [12].
Размеры виброизоляторов типа АКСС приведены в следующей таблице:Виброизоляторы этого типа предназначены для защиты достаточно массивного оборудования; их упругий элемент выполнен из маслостойкой резины и допускает длительную эксплуатацию (до 4 лет) в условиях изменения температуры от -5С до +70С. Повышенная жесткость вйброизоляторов этого типа делает их эффективными при защите от интенсивных ударных воздействий.
Параметры, характеризующие виброзащитные свойства и характеристики виброизоляторов этого типа, приведены в таблицах 1.2 и 1.3:2. Во многих европейских странах для виброизоляции судового оборудования применяются металлотканые виброизолирующие элементы.
Металлотканые амортизаторы разработаны французской фирмой Vibra-choc [38]. Основным упругим элементом в них является металлотканая подушка из стальной нержавеющей ультратонкой проволоки (рис. 1.3), которую ткут, рифлят и сжимают под высоким давлением.
Подушка обладает высокими амортизирующими свойствами и механической прочностью, высокой химической стойкостью к нефтепродуктам и другим агрессивным средам, не изнашивается и неподвержена старению. Кроме того, ей можно придать любую форму и размеры. Характеристики такого элемента практически не изменяются в диапазоне температур от -90С до +400С. Эластичные элементы Vibrachoc имеют следующие особенности:высокое внутреннее затухание в диапазоне частот, свойственных спектру излучения судовых механизмов;постоянную собственную частоту (от нескольких до 20-30 Гц), что позволяет амортизатору сохранять хорошие виброизолирующие свойства в широком диапазоне весовых нагрузок;способность воспринимать большие динамические нагрузки, обусловленные их нелинейной жесткостью и высокой удельной нагрузкой (до 500 кгс/см2).
Благодаря этим качествам амортизаторы Vibrachoc быстро получили широкое распространение на кораблях военно-морского, а в последнее время и насудах торгового флота. Перепад вибрации на амортизаторах достигает 10-15 дБ, что значительно уменьшает шум в судовых помещениях и излучение в воду.
В настоящее время амортизаторы с металлоткаными элементами используются 80 судостроительными фирмами в 13 странах. Благодаря своей компактности, надежности, практически неограниченному сроку службы, широкому диапазону нагрузок они полностью заменяют сравнительно недолговечные резинометаллические амортизаторы.
Фирма Vibrachoc разработала разные типы амортизаторов для различных узлов и конструкций судна. Для виброизоляции тяжелых двигателей и механизмов используются амортизаторы серий V 118D, V 318D, V811DHV 813D, которые состоят из трех эластичных металлотканых элементов (рис. 1.4).
Все амортизаторы этой серии обладают собственной частотой 15-23 Гц при амплитуде сдвига ±0,4 мм, их основные характеристики представлены в таблице 1.4.3. Последними разработками немецких инженеров в области виброизоляции двигателей являются регулируемые пневмогидравлические амортизаторы фирмы MAN.
Для виброизоляции мощных судовых дизелей фирма MAN (ФРГ) разработала регулируемую пневмогидравлическую опору системы CPMS (рис. 1.5).Рис. 1.5. Пневмогидравлический амортизатор.
Верхняя часть амортизатора, которая служит опорой для двигателя, отделена от нижней части диафрагмой 1 со стальным кольцом 6 и камерой 5 со сжатым воздухом. Диафрагма изготовлена из натурального каучука и армирована стальным проволочным кольцом. Давление нагнетаемого в камеру 5 воздуха определяется расчетным путем, устанавливается при изготовлении амортизатора и в процессе эксплуатации не регулируется. Жесткость опоры регулируется изменением давления в масляной камере 9. Установленная в этой камере мембрана 2, изготовлена из резины на основе бутилстирольного каучука и армирована стальной пластиной 10. Мембрана отделяет воздушную и масляную полости. Под камерой 9 расположен кольцевой распределитель 8 с радиальными отверстиями для равномерного распределения масла. Камера 5 соединена с камерой над мембраной 2 с помощью комбинированного отверстия 3, через которое происходит перетекание воздуха. Чувствительность опоры определяется диаметром калиброванного отверстия в пробке 4. При вибрации двигателя возникают высокочастотные колебания воздуха в полостях опоры, которые поглощают энергию колебаний двигателя. Для сохранения работоспособности опоры при неполадках в воздушной и масляной системах, введены дополни тельные горизонтальные и вертикальные многослойные резиновые опоры 7 и 11.
Максимальное рабочее давление, действующее на диафрагму 1, может достигать 80 кгс/см2. Диафрагма имеет тройной запас прочности и разрушается при давлении 240 кгс/см2.
Стендовые испытания двигателя на восьми опорах показали, что амортизатор имеет одинаковую жесткость по вертикальной и горизонтальной осям. Их суммарная жесткость составила 400 кг/мм, собственная частота колебаний опор 3,3 Гц. Амплитуда колебаний по всем трем осям не превышала 0,1 мм. Эффективность амортизаторов составляет 35-45 дБ в диапазоне от 1250 Гц и выше.
Важнейшим преимуществом новых амортизаторов, разработанных фирмой MAN перед существующими типами, является возможность установки в каждом конкретном случае требуемой величины виброизоляции за счет предварительного расчета величины давления в воздушной полости и возможность регулирования системы амортизации в процессе работы путем изменения давления в масляной полости [38].
Вынужденные колебания пневмогидравлической виброизолирующей опоры
Рассмотрим теперь общую задачу об установившемся режиме вынужденных колебаний пневмогидравлической виброизолирующей опоры, принципиальная схема которой как колебательной системы приведена на рис. 2.1. Допустим, что на нашу систему кроме упругих сил и силы вязкого сопротивления, определить которые можно по формулам (2.1) и (2.2), действует внешняя возмущающая сила, изменяющаяся по гармоническому закону Р sin cot, где Р -амплитуда внешней возмущающей силы, со - её угловая частота. При этом имеем в виду, что если внешняя возмущающая сила изменяется просто по периодическому закону, то ее можно разложить на гармонические составляющие [10, 107].
При выполнении этих условий дифференциальное уравнение движения (2.14) пневмогидравлической виброизолирующей опоры как колебательной системы примет вид:
Как известно [71], общее решение данного уравнения определяется как:х = х + х„, (2.37)где: х - общее решение соответствующего однородного уравнения;JC. - произвольное частное решение уравнения. Определим х выражением (2.17) следующим образом:
Найдем частное решение уравнения (2.36) в виде:где А и В-постоянные коэффициенты, подлежащие определению. Подставляя x,, xt, x\ в уравнение (2.36), получим:
Приравнивая коэффициенты при sin cot и cos cot, получим систему уравнений:Выразим из второго уравнения системы (2.41) значение коэффициента А: Решая подстановкой систему (2.41), найдем значения постоянных коэффициентов А уравнения (2.36) следующим образом:
Анализируя решение (2.45) можно заметить, что даже при нулевых начальных условиях возникают сложные колебания, которые будут состоять из двух частей:колебания, происходящие с собственной частотой со0 (первые два слагаемые);колебания, происходящие с частотой возбуждения со (последние два слагаемые). Причем, поскольку у первых двух слагаемых присутствуют множители " и "2 , то данные колебания будут затухающими [40]. Поэтому, чаще всего, под вынужденными колебаниями подразумевается только стационарная, незатухающая часть решения (2.45), которая выглядит следующим образом:
Отсюда понятно, что внешняя возмущающая сила Р sin cot подчиняет движение виброизолирующей системы ритму своего изменения [51]. в теории колебаний называется динамической жесткостью колебательной системы [28]. Очевидно, что при малых частотах возбуждения динамическая жесткость С„ незначительно отличается от статического коэффициента жесткости
С, но при больших частотах расхождение может быть сколь угодно большим [41].Амплитуду в вынужденных колебаний удобно характеризовать ее отношением к величине вст амплитуды того колебания, которое получала быколебательная система под действием рассматриваемой силы, если бы силами инерции и сопротивления можно было пренебречь. Обозначив это отношение X, получим:где: со - частота возмущающей силы;со0 - частота свободных колебаний;а - коэффициент демпфирования. Коэффициент х называется коэффициентом динамичности.Начальную фазу вынужденных колебаний ф можно определить по формуле:
В качестве показателя изменения амплитуды колебаний механизма при упругой связи с внешним абсолютно жестким основанием, по сравнению со случаем, когда механизм находится в свободно взвешенном состоянии, исполь зуется коэффициент увеличения Q. Для его определения используется формула: (2.49)
Для решения вопроса о том, в какой мере с помощью виброизолятора можно смягчить усилия, передаваемые остовом двигателя его основанию, вводят коэффициент передачи у. Имеется в виду отношение амплитуды силы, воспринимаемой фундаментом со стороны механизма при его колебательном движении к амплитуде возмущающей силы, приложенной к механизму. Определяется этот коэффициент в соответствии с формулой: пневмогидравлической виброизолирующей опоры могут быть исследованы с помощью амплитудно-частотной характеристики [57, 80]. Известно, что пневмогидравлическая виброизолирующая опора, изображенная на рис. 2.1 в виде принципиальной схемы, как колебательная система представляет собой систему третьего порядка с передаточной функциейАмплитудно-частотная характеристика при ш0 = 1 определится выражением:
Определение расхода жидкости, протекающей через проточную часть пневмогидравлической виброизолирующей опоры
Для расчета количества дросселирующих отверстий в гидравлическом поршне виброизолирующей опоры, их геометрии и размеров, необходимо определить расход жидкости, протекающий через дросселирующие отверстия гидравлического поршня, через радиальную капиллярную щель между поршнем и цилиндром опоры и полный расход жидкости.
Определим расход жидкости при ее протекании через дросселирующие отверстия гидравлического поршня.Переменный расход перетекающей жидкости Q (м /сек) может быть найден по формуле [93]:где: к - количество дросселирующих отверстий в гидравлическом штоке пневмогидравлической виброизолирующей опоры;ju - коэффициент расхода, зависящий от геометрии дросселирующего отверстия и коэффициента гидравлического сопротивления ;S0 - площадь поперечного сечения дросселирующего отверстия;р - давление жидкости на гидравлический поршень; у - объёмный вес жидкости в гидравлической полости опоры.
При действии внешней нагрузки шток с гидравлическим поршнем двигается вниз. При его возвращении вверх ему будет противодействовать давление жидкости на поршень, определяемое по известной формуле:где: F - некоторая неуравновешенная сила, стремящаяся переместить поршень вверх; S - площадь поршня, на которую действует сила F. В нашем случае силу F можно найти по формуле:где: С - коэффициент жесткости опоры;х - перемещение штока. Площадь, на которую действует сила F, определяется следующим образом:d = 2г - диаметр дросселирующего отверстия. Подставляя формулы (3.26) и (3.27) в формулу (3.25), получим:
Следовательно, формула (3.24) будет иметь вид:Величину этого же расхода Q можно определить из условий перемещенияпоршня, который движется со скоростью и = —, а именно:Приравнивая расходы в левых частях равенств (3.29) и (3.30), получим обыкновенное дифференциальное уравнение первого порядка с разделяющимися переменными:
Разделяя переменные, получим:Интегрируя обе части дифференциального уравнения, имеем:откуда перемещение штока с поршнем определится следующим образом:Следовательно, скорость перемещения поршня:Подставляя скорость перемещения поршня и в выражение (3.30) для расхода жидкости, получим:где: R,r,p- радиусы поршня, дроссельного отверстия и штока соответственно.
Проведем анализ некоторых величин, входящих в формулу (3.32). Коэффициент жёсткости опоры С, входящий в (3.32) можно определить, исходя из формулы [9]:где: Сj - жесткость пневматической составляющей опоры;C2 - жесткость гидравлической составляющей опоры.
Коэффициент расхода жидкости, входящий в формулу (3.32), может быть подсчитан по формуле [3]:М =где: є - коэффициент сжатия струи жидкости при вхождении в дросселирующее отверстие; т -отношение площадей дросселирующего отверстия и гидравлическойполости опоры; - коэффициент гидравлического сопротивления.Коэффициент сжатия струи є в (3.35) может быть определен из таблицы 3.12 в зависимости от различных значений чисел Рейнольдса.
Коэффициент гидравлического сопротивления может быть найден поформулам (3.14) и (3.15) в зависимости от различных размеров дросселирующих отверстий и чисел Рейнольдса.
Определим расход жидкости через радиальную щель между гидравлическим поршнем и цилиндром опоры, рабочие поверхности которых образуют кольцевую щель. Шток гидравлического поршня перемещается относительно цилиндра, причем не имеет принудительной фиксации, которое обеспечивала бы его соосное положение в цилиндре. Следовательно, гидравлический поршень расположен в цилиндре как соосно, так и эксцентрично (рис. ЗЛО).Рис. ЗЛО. Возможные положения гидравлического поршня и цилиндра (а - соосное, б - эксцентричное).
Расход через кольцевой зазор поршня и цилиндра равен сумме расхода жидкости, переносимой движущейся поверхностью и расходу утечек через щель, обусловленных перепадом давления. Величину этого расхода в общем виде можно выразить формулой [11]:где: Qy - расход (утечка жидкости);D -DS - номинальный односторонний зазор, S» ;d„ - средний диаметр кольцевой щели; иср - средняя скорость потока жидкости по счению щели, обусловленнаяперепадом давления и переносным движением поршня. Значение среднего диаметра кольцевой щели dt в формуле (3.36)можно приравнять к номинальному значению диаметра поршня или цилиндра
Стендовые испытания эффективности пневмогидравлической виброизолирующей опоры и АКСС-400И
Поскольку в настоящее время в связи со стремлением производителей резко улучшить характеристики судовых энергетических установок, возникает проблема соответствующего уменьшения уровня вибрации и шума. Это означает, что борьба с вибрацией становится важным условием обеспечения высокого качества СЭУ. Очевидно, что борьбу с вибрацией необходимо проводить целенаправленно и комплексно, начиная от этапа проектирования и кончая этапом эксплуатации СЭУ.
Поскольку природа возникновения, сущность и характеристики вибрации чрезвычайно сложны, то одними теоретическими методами описать приемы борьбы с ней практически невозможно. Это заставляет обращать особое внимание на лабораторные и экспериментальные исследования.
Цель лабораторных и экспериментальных исследований модели пневмогидравлической виброизолирующей опоры заключалась в проверке её теоретического изучения для уточнения полученных результатов [90].
В соответствии с полученными теоретическим путем данными (см. таблицы 2.1 и 2.2), виброизолирующая опора имеет следующие основные расчетные собственные параметры:Таблица 4.1. Расчетные параметры пневмогидравлической виброизолирующей опоры.№ Параметр Значение Ед. измер. 1 Коэффициент жесткости газовой составляющей опоры 2,5-106 Н/м 2 Коэффициент жесткости гидравлической составляющей опоры 18,32 Н/м 3 Логарифмический декремент колебаний опоры 0,36 4 Время релаксации 1,4-10"7 с 5 Собственная частота колебаний опоры 6,05 Гц Проводимые статические испытания позволяют получить силовую характеристику виброизолирующей опоры в пределах той амплитуды колебаний, которая определена расчетным путем. Необходимое оборудование состояло из: измерительного пресса; датчика силы; усилителя; самописца; источника питания. 1) Гидравлический пресс ПГ - 100 (зав. № 148), проверен 29.02.02 г. НЦСМ Госстандарта России, изготовлен в г. Армавире, имеет три диапазона шкалы измерения: - Шкала А 0-100 т-200 кг; - Шкала Б 0-50 т - 100 кг; - Шкала В 0-25 т - 50 кг, (рис. 4.1) обеспечивал следующие параметры: наибольший ход стола 50 мм; подача стола на один оборот маховика 40 мкм; наименьшая контролируемая подача 2 мкм; коэффициент преобразования динамометра 30215 Н/м. из 2) Датчик силы (рис. 4.2) выполнен в виде двух полуколец с наклеенными на них тензорезисторами. Вид наклейки обеспечивал чувствительность к нагрузке только по осевой силе. Датчик силы обеспечивал следующие параметры: наибольшая измеряемая сила 1000 Н; жесткость в направлении измерения 2,5 106 Н / м; абсолютная чувствительность измерительного тракта 2 мм / Н. Рис. 4.1. Измерительный пресс. Рис. 4.2. Датчик силы. 3) В системе, для преобразования сигнала датчика, применялся усилитель 8АНЧ-7М (зав. № 702081), а регистрация сигнала датчика проводилась быстро действующим самопишущим прибором Н338-2 (рис. 4.3). 114 Рис. 4.3. Усилитель сигнала 8АНЧ-7М и самопишущий прибор Н338-2. Измерительный канал тарировался эталонными массами, подвешенными на датчик, и показал достаточную линейность (не хуже 15 %). Аппаратура проверялась в соответствии со стандартами Новосибирской государственной академии водного транспорта. Основной задачей подбора аппаратуры для лабораторных и экспериментальных исследований было получение стабильных метрологических характеристик. Для этого была предусмотрена система внутренних эталонов длины, массы, силы и времени. При такой постановке исследований получение основных характеристик пневмогидравлической виброизолирующей опоры исключает погрешности, связанные с некачественной калибровкой аппаратуры. Методика испытаний предусматривала многократную нагрузку виброизолятора до номинальной силы с контрольной величиной 60% от номинала. Испытания проводились только для главного направления по вертикали. Нагрузка модели проводилось ступенчатым смещением стола по 400 мкм. После каждой ступени следовала остановка для получения метки на ленте самописца. В пределах размаха колебаний нагружение проводилось непрерывно. Цикл испытаний состоял из нагрузки и разгрузки модели. Подача масла в пневмогидравлическую виброизолирующую опору проводилась по латунной трубе длиной 1,2 м с наружным диаметром 12 мм и толщиной стенки 0,8 мм. Давление создавалось насосом объёмного действия HTTI-10, приводимого от асинхронного двигателя АОЛ-2-11-4 с частотой вращения 115 1350 м-1 и мощностью 0,6 кВт. Паспортная производительность насоса равна 900 у . Система замыкалась через расходный бак ёмкостью 2,5 л. Всего в системе было приблизительно 3 л масла. Принципиальная схема испытаний модели виброизолирующей опоры приведена на рисунке 4.4. Представленная модель позволяет получать различные характеристики жёсткости и демпфирования. Рис. 4.4. Принципиальная схема испытаний модели виброизолирующей опоры. Обработка результатов измерений при испытании модели опоры позволяет рассчитать статическую характеристику пневмогидравлической виброизолирующей опоры в виде зависимости приложенной к виброизолятору силы от его просадки при нагружении и построить её в осях координат «сила - перемещение» (рис. 4.5). ISO F,H 1ПО 50 S — 1 + 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,9 1,0 X, MM Рис. 4.5. Статическая характеристика пневмогидравлической виброизолирующей опоры. В результате испытаний установлено: в целом, характер экспериментальной силовой характеристики соответствует расчётной, полученной в главе 2; разработанная методика и имеющееся оборудование позволяют измерять статическую жесткость на всем диапазоне судовой виброизоляции с достаточной степенью точности; статическая характеристика пневмогидравлической виброизолирующей опоры превосходит эксплуатационные показатели статической характеристики наиболее распространенного на речном флоте виброизолятора АКСС - 400И (см. главу 1). 117 4.2. Стендовые испытания эффективности пневмогидравлической виброизолирующей опоры и АКСС-400И. Для определения эффективности и работоспособности пневмогидравлической виброизолирующей опоры вообще и в сравнении с АКСС-400И в частности, собиралась установка (рис. 4.6), включающая: испытуемый виброизолятор; систему питания виброизолятора; систему нагружения виброизолятора; устройство регулирования амплитуды вибрации; источник вибрации; измерительно-регистрирующую аппаратуру. Рис. 4.6. Установка для исследования пневмогидравлической виброизолирующей опоры. В виде схемы данная установка изображена на рис. 4.7. Рис. 4.7. Схема установки и измерений (1 - вибростенд с кривошипным возбудителем, 2 - вибрирующее основание, 3 - пневмоопора с гидравлическим следящим компенсатором нагрузки, 4 - шестеренный насос, 5 - асинхронный двигатель, 6 - расширительный бачок для питания насоса, 7 - напорный трубопровод, 8 - сливной трубопровод, 9 - перепускной клапан, 10 - манометр, 11 -датчик виброускорения, 12 - измерительно-контролирующий блок ВЭДС-1500). Установка позволяет измерять виброперемещение, виброскорость, виброускорение и перепад вибрации в исследуемом устройстве. Основные элементы установки применялись из предыдущих испытаний по исследованию силовой характеристики, что обеспечивало единство измерений. Амплитуда источника контролировалась жёсткостью пружин, установленных между нижним грузом и столом вибростенда. Верхние пружины выбирались из расчёта компенсации статической устойчивости нагрузки или как основные упругие элементы в традиционной системе виброизоляции. Электрические сигналы, пропорциональные виброперемещениям и виброускорениям подавались на задающий шкаф электродинамического вибростенда ВЭДС-1500 (рис. 4.8). Стенды серии ВЭДС-1500 имеют одинаковые задающие и регистрирующие приборы, позволяющие регистрировать виброускорение, виброскорость и виброперемещение в частотах от 4 Гц до 40 кГц. Исследование колебаний проводилось с целью получения коэффициента виброизоляции подвески при одноосном возбуждении. Испытания выполнялись с двумя типами подвесок: пневмогидравлическая виброизолирующая опора; виброизолятор АКСС - 400И. Испытания проводились в лаборатории прочности судовых конструкций НГАВТ в соответствии с программой и методикой, разработанной в НГАВТе (81470-42- 120ПМ). При испытании использовалась аппаратура: виброметр M123RFT (Германия); акселерометры 4366 фирмы «Брюль и Кзер» (Дания). Эффективность и работоспособность механизма можно определить через коэффициент виброизоляции, определяемой по формуле: где: а - виброускорение, измеренное на опоре; а - виброускорение, задаваемое стендом. Среднее арифметическое значение измеряемого виброускорения определялось по формуле: где: а. - результаты і - го замера; п - число замеров. Среднее квадратичное отклонение Sn при п замерах вычислялось по формуле: Если S, принимала значения, большие заданной допустимой величины 8п, то они исключались из числа замеров. Исключённые замеры имеют веро 121 ятность появления меньше 1% среди измеренных величин и рассматривались как грубая ошибка. Коэффициент Стьюдента tn определялся для доверительной вероятно сти а = р 95 по числу замеров п. Доверительный интервал средней арифме-тическрй величины виброускорений оценивался по формуле: Дорерительный относительный интервал єп в долях средней арифметической величины виброускорений оценивался по выражению: Полученное значение єп доверительного относительного интервала сравнивалось с программным є = 0,4. При єп пр полученное значение виброускорения считалось достоверным. Результаты замеров отражены на рис. 4.9 и 4.10 в осях «коэффициент виброизоляции - частота». і р, ДЬ 10 0 - s S- А 1 \ ч \ V 10 20 Y X? v. 30 , 160 600 2000 /, Гц Рис. 4. 9. Коэффициент виброизоляции упругого элемента АКСС - 400И. Р ДБ 10 10 ,Ч : - " - - - — — -.— 20 — 0 10 40 160 600 2000 /, Гц Рис. 4.10. Коэффициент виброизоляции пневмогидравлической опоры. Сравнивая полученные графики можно сделать вывод, что пневмогид-равлическая виброизолирующая опора имеет лучшие виброзащитные свойства, чем виброизолятор АКСС - 400И в широком диапазоне частот.
