Станки дома Причины вибрации в станках и методы их устранения — Документ — стр. 1
Томск — 2006
Содержание
1. Причины | 3 |
2. Динамическое | 15 |
2.1. | 15 |
2.2. Пружинный одномассныи инерционный | 16 |
2.3. Катковые инерционные динамические | 20 |
2.4. Маятниковые инерционные динамические | 23 |
2.5. Инерционные динамические гасители | 27 |
2.6. Пружинный одномассный динамический | 29 |
2.7. Гироскопические гасители колебаний | 33 |
2.8. Поглотитель колебаний с вязким | 35 |
2.9. Поглотитель колебаний с сухим | 38 |
3. Фундаменты | 40 |
3.1.Общие сведения | 40 |
3.2. Приспособления | 42 |
3.3. Установка | 45 |
3.4. Установка станков | 49 |
3.5. Основные сведения | 52 |
3.6. Антивибрационный | 53 |
Литература | 55 |
1. Причины вибрации в станках и методы
их устранения
Современная машиностроительная
промышленность уделяет огромное внимание
вопросам виброустойчивости станков.
Виброустойчивость станков тесно связана
с их жесткостью и оба фактора часто
определяют достижимую производительность.
Вибрации ограничивают допустимые режимы
резания при обработке (особенно скорость
и глубину резания), приводят к получению
у детали волнистой или дробленой
поверхности, повышенного наклепа ее
поверхностных слоев, снижению точности
обработки, стойкости режущего инструмента,
расстройству соединений станка и его
ускоренному износу. При возникновении
значительных вибраций работу, как
правило, приходится прекращать.
При рассмотрении любого колебательного
процесса приходится оперировать с
понятиями:
а) частота колебаний в герцах – число
колебаний в секунду исследуемой величины;
б) период колебания – время одного
колебания этой величины, выраженное в
секундах;
в) амплитуда колебания максимальное
отклонение колеблющейся величины от
среднего положения;
г) размах колебаний – расстояние между
крайними положениями колеблющейся
величины – равняется удвоенной амплитуде.
Основные виды колебаний, встречающиеся
в системе станок-инструмент-деталь, и
причины их следующие:
Колебания, передаваемые извне (от
соседства кузнечного оборудования,
зубонасечных или зубодолбежных станков,
мощных двигателей и т. п.). В этих случаях
частота возникающих при резании
колебаний та же или в целое число раз
больше частоты возбуждающих колебаний.
С указанным явлением особенно часто
приходится встречаться при установке
станков на слабых перекрытиях, галереях
и т.п.Методами борьбы в этих случаях являются
устранение источника колебаний или
перенос станка в другое место, усиление
фундамента, применение виброгасящих
прокладок и пр.Колебания, вызываемые дисбалансом
быстровращающихся частей станка или
обрабатываемой детали. В этих случаях
центробежная сила меняет направление,
что и вызывает колебания. Частота
колебаний равна числу оборотов
неуравновешенной детали в секунду.
Метод борьбы состоит в балансировке
элемента, возбуждающего колебания.Колебания, вызываемые дефектами передач
станка. Неправильно нарезанные, плохо
смонтированные или изношенные зубчатые
колеса вызывают возникновение
периодических сил, передающихся на
подшипники, а следовательно, на шпиндель
и станину станка, что при некоторых
условиях может быть причиной появления
вибраций. Иногда такой же эффект вызывают
грубая сшивка ремней, пульсация жидкости
в трубопроводах станка и прочие дефекты
передач. Борьба заключается в устранении
возбуждающей причины.Колебания, вызываемые переменным
сечением среза или прерывистым характером
процесса резания. Типичным примером
указанных возбуждающих причин является
точение эксцентричных шеек у валов,
обточка квадратных штанг на круглые,
строгание прерывистых поверхностей.
Для многих процессов механической
обработки более или менее прерывистый
характер резания является их характерной
особенностью. Сюда относятся фрезерование,
протягивание, долбление, работа шлифующего
круга, неравномерно затупившегося по
окружности, и др. Частота колебаний при
этом равна или кратна частоте возмущающей
силы. Обычно явление оказывается более
сложным из-за взаимодействия этих
вынужденных колебаний с так называемыми
автоколебаниями.
Возникновение колебаний легко объяснимо
во всех рассмотренных случаях, это
наличие периодической возмущающей
силы. По этой же причине такие колебания
носят общее название вынужденных
колебаний.
Вынужденные колебания небольших амплитуд
всегда имеют место при работе на станках.
Они представляют серьезную опасность
только для отделочных станков. Для
других станков при нормальных условиях
эксплуатации они нарушают работу лишь
в случае резонанса.
Весьма редко в станках наблюдаются
параметрические колебания, которые
возникают вследствие переменной
жесткости отдельных элементов привода
главного движения. Например, причиной
таких колебаний могут оказаться
работающие на изгиб валы, значительно
ослабленные шпоночными канавками.
Чаще можно встретить релаксационные
(разрывные) колебания, которые
преимущественно возникают в цепях подач
суппортов, кареток, столов токарных,
расточных, фрезерных и других станков.
Такие колебания нередко известны под
названием «неравномерной подачи».
Релаксационные колебания проявляются
в виде ритмичных скачкообразных
перемещений узла вместо равномерного
поступательного движения. Указанное
явление наблюдается, когда кинематическая
цепь подачи обладает малой крутильной
жесткостью, а силы трения в направляющих
узла велики.
В результате кинематическая цепь
закручивается подобно пружине, затем
рывком сдвигает узел, который, пройдя
некоторый путь, вновь затормаживается,
и явление повторяется. Дополнительным
условием возникновения и поддержания
такого рода колебаний является условие,
чтобы коэффициент трения движения был
меньше коэффициента трения покоя (что
имеет место в подавляющем большинстве
случаев).
Самым распространенным видом вибраций
при работе на металлорежущих станках
являются автоколебания.
Автоколебательным или «самовозбуждающимся»
называется такой процесс, при котором
могут возбуждаться незатухающие
колебания за счет источника энергии,
не обладающего колебательными свойствами.
Такая связь колеблющегося элемента с
источником энергии носит название
обратной связи.
Внешняя сторона явления в этих случаях
состоит в том, что при обработке вполне
уравновешенной детали на вполне исправном
станке с массивным фундаментом могут
иметь место сильные вибрации. Они
возникают сразу после начала резания
и пропадают при его прекращении.
Следовательно, причина вибраций таится
именно в самом процессе резания.
Автоколебания чаще и легче возникают
при сливной стружке. Характерно, что их
частота остается неизменной при изменении
скорости резания в широких пределах.
Начало автоколебаний может быть «жестким»
или «мягким». В первом случае колебания
начинаются вследствие изменения силы
резания в результате любой причины: не
совсем равномерного припуска, наличия
твердого включения в металле,
неравномерности движения механизма
подачи и др. Изменение силы резания,
главным образом ее составляющей Ру,
вызывает дополнительный отжим инструмента.
Колебания возникают сразу в полную силу
и поддерживаются далее за счет энергии
привода станка. При «мягком» начале
автоколебания начинают возрастать от
нуля постепенно, причем причиной их
возбуждения проф А. И. Каширин считает
поведение металла впереди лезвия в
момент среза, перед передней гранью
образуется пластическая «застойная»
зона, величина и форма которой зависят
от многих факторов и которая непосредственно
влияет на величину усилия резания.
Чтобы возникшие колебания не затухали,
необходимым условием должно являться
неравенство (неоднозначность) величины
усилия резания при врезании лезвия в
металл и при его отходе, т. е. должно
иметь место неравенство
,
так как иначе работа силы за полный цикл
колебания (врезание и отход лезвия)
будет равна нулю (рис. 1).
Рис. 1. Зависимость между величиной
перемещения резца y
и Py
В 40-50-х годах проф. А.П. Соколовский
подтвердил это экспериментально, получив
совместные осциллограммы перемещений
резца при свободном точении стальных
дисков широкими резцами с поперечной
подачей и изменений усилия Ру
во времени (рис. 2).
Осциллограммы подвергнуты обработке,
заключающейся в определении Ру
для последовательных значений у в
пределах одного цикла колебаний (лежат
на одних и тех же вертикалях). После
перенесения этих значений в координатную
систему Ру – у получается
замкнутая кривая зависимости Р =
f(у) представленная на Рис.1.
Рис. 2. Осциллограммы для усиления Ру
и перемещения резца y,
полученные одновременно.
Это экспериментально подтвержденное
условие имеет и вполне логические
объяснения.
Резец при колебании в моменты углубления
встречает свежие недеформированные
слои металла. В моменты отхода
(отталкивания) перед его передней гранью
оказываются более твердые слои только
что наклепанного металла. Поэтому
усилие резания при врезании резца
меньше, чем при отходе, это считается
одной из основных причин колебаний
усилия резания, а значит и самого явления
автоколебаний.Между передней гранью резца и стружкой,
а также между задней гранью и обрабатываемой
деталью имеет место переменность сил
трения. Коэффициент трения поверхностей
зависит от скорости их относительного
скольжения. С увеличением скорости он
падает. Скорость перемещения стружки
относительно передней грани в моменты
врезания резца при колебаниях возрастает,
а в моменты отхода падает, что влияет
на переменность силы Ру.
Рис. 3. Схемы моделей с отрицательным
трением: а – модель Ван дер Поля;
б
– система резец-изделие-стружка
Анализ, возникающих сил трения, показывает,
что их изменение связано также с
изменением температуры, которая в свою
очередь тоже является функцией скорости
относительного скольжения стружки и
резца. Далее рассматривается система
резец – изделие вообще как система с
переменным трением, и проводится аналогию
с моделью Ван дер Поля с отрицательным
трением (рис. 3, а).
На движущейся с постоянной скоростью
v бесконечной ленте лежит груз Q,
упруго прикрепленный двумя пружинами
к неподвижным стенкам. Вначале груз
силой трения покоя увлекается вместе
с лентой. Когда сопротивление пружин
окажется больше силы трения, груз
остановится и начнет двигаться в обратном
направлении, пока уменьшающаяся от
этого сила сопротивления не станет
меньше силы трения груза о ленту. Груз
остановиться, и цикл повторяется. Модель
называется с «отрицательным трением»
ввиду того, что сила трения в этом случае
не тормозит движение (колебательное)
как обычно, а создает и поддерживает
его.
На рис. 3,б сбегающая стружка может
рассматриваться как движущаяся лента,
а резец вместе с суппортом – как упруго
закрепленное твердое тело.
Такая схема объясняет радиальные
автоколебания. Однако действительности
интенсивные автоколебания инструмента
протекают главным образом в направлении
тангенциальной составляющей силы
резания, где жесткость системы резец –
суппорт наименьшая. Они возникают уже
под воздействием сил трения на задних
гранях инструмента. Роль движущейся
ленты при этом исполняет поверхность
обрабатываемой детали. Справедливость
последнего подтверждается простым
экспериментом
В резцедержатель был зажат стальной
стержень такого же сечения, как резец
и с тем же вылетом. Стержень прижимался
к вращающейся болванке, при этом возникали
автоколебания той же частоты, что и при
резании резцом.
Во время вибраций периодически изменяется
фактическая геометрия инструмента,
как в связи с волнистым характером
обрабатываемой поверхности (рис. 4),
которая получается такой при всех
последующих оборотах детали после
возникновения вибраций, так и из-за
тех, хотя бы и незначительных, радиальных
колебаний резца, которые все же имеют
место (рис. 5). Периодическое изменение
геометрии инструмента приводит к
периодическому изменению величины сил
резания.
Рис. 4. Изменение действительной геометрии
инструмента из-за волнистости
обрабатываемой поверхности при вибрациях
(индекс о соответствует углам заточки,
а индекс ф – фактическим углам при
резании, угол pmах
показывает наибольшую крутизну
поверхностных волн); γФ=γ0
± р; Ф=а0
± р.
Наконец, волнистость обрабатываемой
поверхности приводит к переменности
сечения среза при последующих оборотах
или проходах инструмента, а значит и к
периодическому колебанию той же величины
силы резания. Проф. А. И. Каширин эту
причину наряду с изменением сил трения
считает одним из основных факторов
поддержания автоколебаний. Более того,
к.т.н. Н. С. Амосов в
1953 г. показал, что роль изменения сечения
среза при автоколебаниях можно оценить
в 85%, а роль всех остальных причин только
в 15%. Таким образом, указанный фактор
является вторичной, но наиболее мощной
причиной поддержания вибраций.
Рис. 5. Изменение действительной геометрии
инструмента из-за его радиальных
колебаний при вибрациях (V0 –
окружная скорость детали, Vф–действительная
скорость резания, у‘ – скорость
колебательного движения резца в
радиальном направлении).
Уместно отметить, что общая работа всех
переменных сил, поддерживающих
автоколебания, составляет 1-3% от работы,
затрачиваемой на снятие стружки.
Частота вибраций типа автоколебаний
равна или близка к собственной частоте
колебаний одного из элементов системы
станок-инструмент-деталь. Так, на токарных
станках вибрации происходят с частотами,
близкими к собственной частоте изделия,
закрепленного в шпинделе, и резца – в
резцедержателе, на консольно-фрезерных
станках частота вибраций близка к
собственной частоте колебаний фрезерной
оправки, хобота, консоли и др.
Рассмотрим основные меры борьбы с
вибрациями типа автоколебаний. Все
применяемые мероприятия условно можно
разделить на технологические и
конструктивные. Технологические
мероприятия включают изменение в
определенных направлениях режимов
резания и геометрии инструмента,
конструктивные заключаются в применении
специальных приспособлений и устройств
или в повышении жесткости узлов станка.
Первая группа мероприятий проще для
осуществления, но. подчас связана со
снижением производительности, ухудшением
качества поверхности или оказывается
недостаточно эффективной. Вторые
мероприятия более трудоемки, но дают и
более хорошие и устойчивые результаты.
К технологическим мероприятиям относятся:
Изменение скорости резания. Значительное
повышение скорости резания часто
позволяет устранить самовозбуждающиеся
вибрации. Так при скоростном фрезеровании
указанный результат получается уже
при работе в интервале скоростей
80–100м/мин; реже приходится достигать
скоростей в 150–180м/мин. Однако при очень
высоких скоростях резания могут начать
сказываться вибрации от дефектов
передач или дисбаланса быстровращающихся
частей, что особенно важно при тонкой
расточке, обточке и других чистовых
методах обработки. Иногда увеличить
скорость не позволяют ограниченные
возможности инструмента и станка, –
тогда скорость резания приходится
снижать.Изменение подачи и глубины резания.
При точении и фрезеровании увеличение
подачи при одновременном уменьшении
глубины резания ведет к уменьшению
вибраций. Это логически вытекает из
известного положения, что вибрации
возникают тем легче, чем шире и тоньше
срезаемая стружка. По этой же причине
увеличение главного угла в плане φ и
уменьшение радиуса закругления вершины
резца r также снижают вибрации.Изменение углов резания. Увеличение
переднего угла γ, снижая усилие резания,
способствует более спокойной работе.
Уменьшение заднего угла α сильно
уменьшает низкочастотные радиальные
колебания (т. е. колебания детали), но
способствует усилению высокочастотных
тангенциальных колебаний (т.е колебаний
резца).
На этом основано предложение
мастера-новатора Д. И. Рыжкова по созданию
на инструментах виброгасящей фаски. Д.
И. Рыжков наносит на задней грани резца
под отрицательным углом 5–10° фаску
шириной 0,1–0,3 мм (рис. 6). Фаска наносится
по всей длине главной режущей кромки,
за исключением вершины резца. Виброгасящая
фаска, кроме того, упрочняет режущую
кромку твердосплавных и минерало-керамических
резцов против выкрашивания. Отмеченное
усиление тангенциальных вибраций
надежно устраняется с помощью
вибро-гасителя системы Д. И. Рыжкова.
Рис. 6. Геометрия резца с виброгасящей
фаской
Улучшение чистоты рабочих поверхностей
инструментов и применение смазывающих
жидкостей. Ослабление вибраций при
этом достигается за счет некоторого
уменьшения сил резания.
К конструктивным мероприятиям относятся:
Повышение жесткости всех элементов
системы станок-инструмент-деталь.
Увеличение жесткости затрудняет
возникновение не только автоколебаний,
но и вообще каких бы то ни было вибраций,
так как при этом повышается частота
собственных колебаний системы и,
следовательно, понижается интенсивность
(амплитуда) вибраций.
Мероприятия по повышению жесткости
узлов станков были указаны в предыдущем
разделе. Дополнительно необходимо
обратить внимание на важность устранения
излишних зазоров в подшипниках и
направляющих, надежность крепления
детали в патроне, резца – в резцедержателе,
обеспечение малого вылета инструмента,
равномерное прилегание поводка к
хомутику, кулачков люнетов – к детали,
а также на выбор таких условий работы
(направлений рабочих движений), при
которых направление действия составляющих
усилия резания получается наиболее
благоприятным.
Рассеивание энергии колебаний системы
(демпфирование). Вибрации уменьшатся
или прекратятся, если при устойчивой
амплитуде незатухающих колебаний
общая энергия затухания (поглощения)
за счет присоединения дополнительных
демпферов окажется больше энергии
возбуждения.
Рис. 7. Люнет–виброгаситель
Практически это достигается применением
различной конструкции виброгасителей
— сухого или вязкого трения, ударного
действия или динамических. Виброгасителем
или демпфером называется устройство,
включение которого в колебательную
систему резко увеличивает ее затухание.
а). Виброгасители трения. Большинство
известных конструкций предназначено
для гашения низкочастотных вибраций
деталей при их точении. К ним относятся
виброгаситель сухого трения ,фрикционный
виброгаситель и др.
Для примера рассмотрим конструкцию
люнета-виброгасителя (конструкции В.
Г. Подпоркина), которая является наиболее
универсальной (рис. 7). Прибор предназначен
для использования при точении деталей
типа валов.
Виброгаситель имеет чугунный корпус 1
с тремя цилиндрами, расположенными в
одной вертикальной плоскости определенным
образом, что позволяет гасить вибрации
любых направлений, перпендикулярных
оси детали. Четвертый цилиндр является
загрузочным. Нужная герметичность
достигается в нем периодической подтяжкой
крышки 7 с помощью болтов 8.
Вращением рукоятки 6 через пружину
перемещают загрузочный поршень 4, который
по трубам 3 подает масло во все три
рабочих цилиндра и перемещает рабочие
поршни 2. Наружные торцы поршней при
черновой обточке упираются в деталь
роликами 9, при чистовой обточке их
закрывают специальными колпачками со
вставными сухарями из дерева (лучше
всего – бука) или пластмассы.
При работе люнет-виброгаситель
устанавливается на суппорте как обычный
подвижный люнет на расстоянии 40–60 мм
позади резца. После подвода поршней к
детали дальнейшим сжатием пружины в
гидросистеме прибора создается давление
в 1,5–2 атм., которое контролируется по
манометру 5. Поршни отводятся обратным
вращением рукоятки 6, в результате чего
в полости загрузочного цилиндра создается
вакуум.
Энергия колебания детали рассеивается
на преодоление трения поршней о цилиндры,
сопротивление истечению масла через
малые отверстия при быстрых перемещениях
поршней и сопротивление пружины
загрузочного цилиндра. Медленным
перемещениям детали сопротивление
очень мало, поэтому при «плавающем»
состоянии всех трех поршней жесткость
установки обрабатываемого вала не
повышается.
При обработке нежестких валов желательно,
чтобы прибор параллельно работал и как
обычный люнет, т. е. чтобы деталь не
получалась бочкообразной, не имела
биения и т. п. С этой целью после подвода
кулачков трубку питания горизонтального
цилиндра перекрывают специальным
краником, а сам поршень жестко закрепляют
болтами (на рисунке не показаны). Два
других «плавающих» поршня гасят
вибрации.
При необходимости люнет-виброгаситель
может использоваться как обычный жесткий
люнет, для чего после выверки перекрывается
питание и стопорятся болтами все три
поршня.
б) Виброгасители ударного действия.
При их применении рассеивание энергии
колебания идет за счет соударения
небольшой массы виброгасителя с главной
колеблющейся массой. К указанным приборам
относятся виброгаситель конструкции
Л. Б. Эрлиха для расточных оправок, а
также виброгаситель конструкции Д. И.
Рыжкова, для гашения высокочастотных
вибраций резцов (рис. 8).
Рис. 8. Виброгаситель ударного действия.
Виброгаситель Д. И. Рыжкова состоит из
сердечника 1, на котором напрессована
втулка 2. Снизу втулка закрывается
крышкой 3. Сердечник и крышка с усилием
разжимаются пружиной 4. Резьба на втулке
и крышке служит для сборки виброгасителя,
она же удерживает его в собранном виде,
когда виброгаситель не соединен с
резцом. Присоединение виброгасителя к
резцу производится с помощью переходной
гайки 5 или накидной скобы, или хомутика.
Виброгаситель в резьбу гайки, скобы или
хомутика должен ввертываться свободно
от руки, так как соударение происходит
главным образом за счет зазоров в резьбе.
Для гашения вибраций в каждом конкретном
случае виброгаситель настраивается во
время резания вращением сердечника за
головку вручную. Момент устранения
вибраций определяется на слух по
прекращению звука высокого тона («свиста»
резца). От сходящей стружки виброгаситель
защищен относительно высокой установкой
его над головкой резца, кроме того, в
этих случаях желательно применять резцы
со стружколомателями.
Если виброгаситель самоотвертывается,
это служит признаком его неспособности
гасить данные вибрации. Значит, нужно
его заменить следующим номером или
поставить рядом второй.
Всего было разработано пять номеров
виброгасителей, отличающихся размерами.
Большие номера предназначаются для
резцов большего сечения. Виброгаситель
следует устанавливать на головке резца,
так как она имеет наибольшую амплитуду
колебаний. При удалении места установки
виброгасителя для достижения эффекта
опять-таки следует брать следующий
номер с большей массой,
в) Динамические виброгасители.
Принципиально любой такой виброгаситель
представляет собой небольшую колебательную
систему, имеющую регулируемый упругий
колебательный элемент и элемент гашения.
Путем настройки упругого элемента
добиваются настройки виброгасителя в
резонанс с вибрирующим телом, на котором
он укреплен. Так как колебания виброгасителя
оказываются сдвинутыми по фазе на 180°,
то вибрации тела заглушаются и устраняются.
В качестве примера применения динамического
виброгасителя приведем схему гашения
вибраций некоторых элементов
горизонтально-фрезерных станков.
Виброгаситель для устранения вибраций,
происходящих с частотой, близкой к
частоте собственных колебаний хобота,
показан на рис. 9. Аналогичное устройство
для гашения вибраций, близких по частоте
к собственным колебаниям оправки,
показано на рис. 10. Роль упругого элемента
выполняют круглые стержни 1, регулировка
которых по частоте осуществляется
перемещением грузов 2. Пористая резина
3, в которую заделаны свободные концы
стержней, является элементом гашения.
Рис.9. Динамический виброгаситель для
хобота консольно-фрезерного станка
(пунктиром показан упрощенный вариант
укрепления вибргасителя)
Рис. 10. Динамический виброгаситель для
оправки консольно-фрезерного станка
Рассмотренное устройство может быть
применено для гашения вибрации
всевозможных элементов различных
станков.
§
Антивибрационный монтаж станков.
К конструктивным мероприятиям следует
отнести и антивибрационный монтаж
станков.
Некоторой величины вибрации все же
всегда могут иметься даже у нормально
действующего оборудования. Укажем
ориентировочно допустимые амплитуды
колебания для основных станков:
Токарные, сверлильные, строгальные
станки 5–10 мк,
Фрезерные, расточные станки 3–7 мк,
Шлифовальные, прецизионно-расточные
станки 1–3 мк,
Отделочные станки До 1 мк,
Станки, имеющие амплитуду колебаний
выше 20 мк, следует считать неисправными
или работающими с вибрациями недопустимой
величины.
Приборы для измерения колебаний
Основные приборы по устройству и
назначению подразделяются на частотомеры,
виброметры (вибрографы) и акселерометры.
Исторически сложилось так, что первые
приборы для измерения вибрации были
механическими, они до сих пор успешно
используются на производстве, т.к. имеют
простую надежную конструкцию и не
требовательны к культуре эксплуатации,
но конечно не могут заменить современные
приборы, и служат, как правило, для
оценочных исследований. Частотомеры
служат только для определения частоты
колебаний. Их действие основано на
принципе резонанса. Наиболее простая
конструкция частотомера состоит из
продолговатого корпуса, на котором
свободно укреплен набор пластинок с
разной собственной частотой колебаний
(рис. 11). При наложении прибора на
исследуемый вибрирующий объект начинает
заметно колебаться та пластина, частота
которой совпала с определяемой.
Встречаются частотомеры с одной пластиной
и передвижным грузовиком (рис. 12) Перемещая
грузик, добиваются наступления резонанса,
после чего значение искомой частоты
прочитывают против верхнего среза
грузика на шкале пластины.
При помощи виброскопа можно определять
частоту и амплитуду колебаний, а также
производить динамическую балансировку
деталей. Основной частью прибора является
виброметр, для целей балансировки
дополнительно имеется выпрямитель и
газосветная лампа.
Виброметр системы Н. В. Колесника тоже
работает по принципу резонанса (рис.
13). На конце плоской пружины 1 неподвижно
укреплен небольшой груз 2, этот узел
называется индикатором. Длина свободного
конца индикатора, а значит, и собственная
частота его колебаний могут плавно
регулироваться перемещением зажимной
планки 3, которая связана с гайкой 4.
Гайка перемещается ручкой 5 с помощью
винта 6.
Рис. 11. Многоязычковый частотомер
Таким образом, индикатор можно настраивать
в резонанс с колебаниями того тела, на
котором укреплен виброметр. Частота
настроенных колебаний читается по шкале
7, а амплитуда резонансных колебаний –
по дуговой шкале 8. Шкала амплитуд и
частот не дают абсолютного значения
измеряемых величин, для их определения
следует пользоваться прилагаемым к
прибору графическим паспортом.
Рис. 12. Частотомер с передвижным грузом
Рис. 13. Схема виброметра конструкции
Виброметром можно измерять вибрации с
двойной амплитудой в пределах от 0,01 до
0,25 мм и частоты в пределах 10–50 герц.
Точность измерения амплитуд ±5%, а частот
±1,5%. Вес виброметра – 0,5 кг.
Виброметр не реагирует на незакономерные
колебания и не может улавливать такие
вибрации. Кроме того, диапазон измеряемых
частот у него недостаточен. Поэтому он
не заменяет ранее имевшуюся
виброизмерительную аппаратуру, но
существенным образом ее дополняет.
Большинство наиболее совершенных
виброметров и вибрографов построено
по общему для них принципу. В корпусе
прибора эластично подвешивается
достаточной величины инертная масса,
собственная частота колебаний которой
раз в 10 меньше нижней границы измеряемых
частот (т. е. прибор работает в зарезонансной
зоне).
При укреплении прибора на вибрирующем
предмете эта масса остается в покое
относительно колеблющегося корпуса.
Абсолютная величина получающихся
смещений увеличивается при помощи
каких-либо механических, оптических
или электрических устройств, после
чего- они измеряются путем непосредственного
наблюдения или автоматической записи.
В ручных вибрографах («виброщупах»)
роль инертной массы играет корпус
прибора вместе с руками человека,
держащего его. Относительно корпуса
перемещается легкий измерительный
штифт, которым упираются в вибрирующий
предмет.
Рис. 14. Схема вибрографа сейсмического
типа с механическим увеличением.
Виброметры служат для визуального
наблюдения и измерения только амплитуды
колебаний объекта. Вибрографы же
позволяют производить автоматическую
запись изменений амплитуды во времени.
По виброграмме можно определить, кроме
амплитуды, и частоту колебаний.
На рис. 14 дана схема устройства
стационарного сейсмического вибрографа
с механическим увеличением. К корпусу
прибора, изготовляемого из легкого
сплава, эластично с помощью пластинчатых
пружин 1 прикреплен груз 2, играющий роль
инертной массы. Двуплечий рычаг 3,
связанный с инертной массой тягой 4,
вычерчивает на равномерно движущейся
целлулоидной ленте 6 виброграмму. Для
облегчения расшифровки виброграмм на
ту же ленту рычагами 7 наносятся
равномерные отметки времени в 1 сек.
и 0,1 сек., что достигается подачей
соответствующих электрических импульсов
в электромагниты 5.
В оптических вибрографах инертная масса
приводит в движение зеркальце, которое
отбрасывает луч на светочувствительную
ленту.
Механические виброметры и вибрографы
дают незначительное увеличение (до 24),
оптические – несколько больше (до 400) и
фиксируют колебания с частотами от
10–15 до 150–250 Гц.
Наиболее широкое применение в последние
годы находят вибрографы с электрическим
преобразованием. Их достоинствами
являются малые габариты воспринимающей
части, возможность измерять колебания
в любых точках и производить наблюдения
и записи на расстоянии, весьма широкий
диапазон частот и амплитуд, широкие
пределы регулировки усиления. Как и
всякое электрическое устройство для
измерения механических величин
(колебаний, усилий резания, напряжений
в материале, чистоты поверхности и т.
п.), электрический виброграф состоит из
трех основных частей — воспринимающего
устройства, усилителя и регистрирующей
части.
В воспринимающем устройстве электрического
вибрографа – датчике, под действием
механических колебаний происходит либо
изменение электрического параметра –
емкости, индуктивности или сопротивления
(параметрические датчики), либо
непосредственно возбуждается переменная
э.д.с. (генераторные датчики).
ЭНИМС разработал конструкции емкостных
и индуктивных датчиков вибрографов.
Они работают в сочетании со специальным
усилителем. Усилитель представляет
собой универсальный прибор, позволяющий
производить с соответствующими датчиками
измерение усилий резания, крутящие
моментов, давлений, вибраций, неравномерности
движений. Он состоит из генератора
переменного напряжения 5КГц, емкостного
и индуктивного мостов, усилителя,
выпрямителя и фильтра. Прибор имеет
выходы на миллиамперметр и осциллограф.
Из вибрографов с генераторными датчиками
наибольшее распространение получили
пьезоэлектрические и меньшее индукционные.
Они требуют применения усилителей с
интегрирующими ячейками на входе. В
качестве регистрирующей части используются
магнитоэлектрические шкальные
приборы, шлейфовые и катодные осциллографы.
Кроме приборов для определения амплитуды
и частоты линейных перемещений при
вибрациях, существуют приборы для
измерения амплитуды и частоты колебаний
скорости (велосиметры) и ускорений
(акселерометры). Акселерометры, кстати
говоря, работают в зоне дорезонансных
колебаний, т.е. собственная частота
инертной массы у них в 4–5 раз больше
верхней границы измеряемых частот.
2. Динамическое гашение колебаний
2.1. Принципы динамического гашения
колебаний
Метод динамического гашения колебаний
состоит в присоединении к объекту
виброзащиты дополнительных устройств
с целого изменения его вибрационного
состояния. Работа динамических гасителей
основана на формировании силовых
воздействий, передаваемых на объект.
Этим динамическое гашение отличается
от другого способа уменьшения вибрации,
характеризуемого наложением на объект
дополнительных кинематических связей,
например, закреплением отдельных его
точек.
Изменение вибрационного состояния
объекта при присоединении 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
системы объект–гаситель по отношению
к частотам действующих вибрационных
возмущений путем коррекции упругоинерционных
свойств системы. В этом случае,
присоединяемые к объекту устройства
называют инерционными динамическими
гасителями. Инерционные гасители
применяют для подавления моногармонических
или узкополосных случайных колебаний.
При действии вибрационных нагрузок
более широкого частотного диапазона
предпочтительней оказывается второй
способ, основанный на повышении
диссипативных свойств системы путем
присоединения к объекту дополнительных
специально демпфируемых элементов.
Динамические гасители диссипативного
типа получили название поглотителей
колебаний. Возможны и комбинированные
способы динамического гашения,
использующие одновременную коррекцию
упругоинерционных и диссипативных
свойств системы. В этом случае говорят
о динамических гасителях с трением.
При реализации динамических гасителей
противодействие колебаниям объекта
осуществляется за счет реакций,
передаваемых на него присоединенными
телами. По этой причине значительные
усилия при ограниченных амплитудах
корректирующих масс могут быть достигнуты
лишь при относительно большой массе
(моменте инерции) присоединенных тел,
составляющей обычно ~5–20% приведенной
массы (момента инерции) исходной системы
по соответствующей форме колебаний, В
окрестности частот которой выполняется
гашение.
Как правило, динамические гасители
используют для достижения локального
эффекта: понижения виброактивности
объекта в местах крепления гасителей.
Зачастую это может быть связано даже с
ухудшением вибрационного состояния
объекта в других, менее ответственных,
местах.
Динамические гасители могут быть
конструктивно реализованы на основе
пассивных элементов (масс, пружин,
демпферов) и активных, имеющих собственные
источники энергии. В последнем случае
речь идет о применении систем
автоматического регулирования,
использующих электрические, гидравлические
и пневматические управляемые элементы.
Удачным является их комбинирование с
пассивными устройствами. Использование
активных элементов расширяет возможности
динамического виброгашения, поскольку
позволяет проводить непрерывную
подстройку параметров динамического
гасителя в функции действующих возмущений
и, следовательно, осуществлять гашение
в условиях меняющихся вибрационных
нагрузок. Аналогичный результат может
быть достигнут иногда и с помощью
пассивных устройств, имеющих нелинейные
характеристики.
Динамическое гашение применимо для
всех видов колебаний: продольных,
изгибных, крутильных и т.д., при этом вид
колебаний, осуществляемых присоединенным
устройством, как правило, аналогичен
виду подавляемых колебаний.
2.2. Пружинный одномассныи инерционный
динамический гаситель
Простейший динамический гаситель
выполняется в виде твердого тела,
упругоприсоединяемого к демпфируемому
объекту в точке, колебания которой
требуется погасить. Существенное влияние
на результирующие характеристики
движения объекта с гасителем оказывают
диссипативные потери в гасителе.
Рис. 1. Динамическое гашение колебаний
пружинным гасителем: а, б – продольных;
в – крутильных; 1 – демпфируемый объект;
2 – гаситель
Начнем рассмотрение с простейшего
случая (рис. 1,а), когда демпфируемый
объект моделируется сосредоточенной
массой т, прикрепленной к основанию
линейной пружиной с жесткостью с.
Колебания объекта возбуждаются либо
периодической силой G0=G0eit,
действующей на объект, либо вибрациями
основания закону х0(t)=0еit.
С помощью соотношения Ga=с
0
можно осуществить эквивалентную замену
кинематического возбуждения основания
силовым возбуждением.
Под действием приложенного возмущения
объект совершает одномерные колебания
с амплитудой
где
собственная
частота демпфируемого объекта. При –0
колебания объекта существенно возрастают.
Для их уменьшения к нему присоединяется
динамический гаситель 2 (рис. 1,б), имеющий
сосредоточенную массу mг,
пружину жесткостью ст и вязкий
демпфер с коэффициентом трения br.
Дифференциальные уравнения колебаний
системы с гасителем имеют следующий
вид:
(1)
где х,
хе – абсолютные координаты
перемещений масс.
При динамическом гашении крутильных
колебаний по схеме, показанной на рис.
1, в, уравнения, записанные относительно
абсолютных углов поворота дисков
демпфируемого объекта и гасителя φ,φг,
имеют аналогичный вид:
(2)
Здесь
J, Jг – моменты инерции
демпфируемого объекта и гасителя; с,
сг – крутильные жесткости
валов; bг – коэффициент вязких
потерь при парциальных колебаниях
гасителя; М0 – амплитуда
вибрационного крутящего момента,
приложенного к диску демпфируемой
системы.
Отыскивая
решения системы уравнений (1) в форме
где a,
at – комплексные числа, после
преобразований получим следующие
выражения для амплитуд колебаний объекта
и гасителя:
(4)
(5)
При этом введены обозначения
Здесь
– критическое демпфирование парциальных
колебаний динамического гасителя.
Из (4)
следует, что при
(6)
т. е.
при настройке парциальной частоты
упругих колебаний гасителя ωг на
частоту внешнего возбуждения со,
«остаточные» колебания объекта
оказываются пропорциональными потерям
в гасителе:
(7)
Таким образом, при указанной настройке
при г = 0
величина |а| > 0, т. е. колебания демпфируемой
системы полностью устраняются. Согласно
(5) реакция гасителя при этом равна по
величине внешнему возбуждению:
(8)
и, как
легко показать, противоположна ему по
знаку, что и обеспечивает отмеченную
компенсацию колебаний.
На Рис. 2 приведены амплитудно-частотные
характеристики рассматриваемой системы
с гасителем (см. рис. 1, б), построенные
при ξ0 = 1, βг= 0. Для сравнения
на рис. 2,а штриховой линией нанесена
амплитудно-частотная характеристика
объекта (см. рис. 1,а). При выбранной
настройке присоединение гасителя
образует такую результирующую систему
с двумя степенями свободы, у которой на
частоту возбуждения приходится
антирезонанс. При этом частота
антирезонанса совпадает также с
резонансной частотой исходной системы.
Последнее обстоятельство не является
обязательным, поскольку настройка ξ =
1 обеспечивает антирезонанс на любой
фиксированной частоте возбуждения,
однако эффект динамического гашения
проявляется наиболее сильно именно при
ωг =ω = ω0 так как при ω≠ω0
колебания демпфируемого объекта при
отсутствии гасителя не столь значительны.
При правильной настройке инерционного
пружинного гасителя (ωг = ω)
соотношение (8) обеспечивается при любой
амплитуде G0 внешнего возбуждения,
т.е. осматриваемый инерционный гаситель
осуществляет слежение за интенсивностью
возбуждения, изменяя соответствующим
образом амплитуду своих колебаний |аг|,
если размах колебаний гасителя
лимитируется прочностными или габаритными
ограничениями то его уменьшение согласно
(8) может быть достигнуто увеличением
массы гасителя mг.
Рис. 2. Амплитудно-частотные характеристики
системы с одной степенью свободы,
снабженной линейным пружинным гасителем:
а – демпфируемый объект; б – гаситель
Специфика
инерционного динамического гашения,
связанная с осуществлением условий
антирезонанса, приводит к тому, что по
обе стороны от настроечной частоты
пружинного гасителя возникают резонансные
частоты (рис.2), поэтому расстройка
системы с гасителем, вызванная, например,
изменением частоты возбуждения или
параметров системы, может полностью
изменить ситуацию, приведя к опасной
раскачке. Чувствительность системы к
указанной расстройте определяется
зависимостью собственных частот системы
с гасителем ωј (ј =1,2) от
параметров системы. Выражение для
собственных частот получается, если
приравнять нулю знаменатель в (4) при
г0
и разрешить полученное равнение
относительно м, обозначив ω через ωј
На рис.
3 приведена эта зависимость. С увеличением
параметра μ отмеченная чувствительность
может быть несколько понижена. Тем не
менее, практическая область применения
простейшего инерционного пружинного
гасителя – подавление колебаний
постоянной частоты, возникающих,
например, при работе синхронных
электродвигателей, генераторов
переменного тока и т. д. Согласно (7)
эффективность его работы при правильной
настройке (6) достигается минимизацией
диссипативных потерь в гасителе.
Рис. 3. Влияние отношения
масс гасителя и объекта на собственные
частоты систем с гасителем:
Конструктивно увеличение μ может быть
осуществлено, например, установкой на
объекте нескольких гасителей, настроенных
одинаково на частоту возбуждения. По
существу аналогичную природу имеет
следующий способ расширения рабочего
диапазона скоростей машин [41]. Простейшая
динамическая модель крутильных колебаний
машины представлена на Рис. 4, а – момент
инерции ротора двигателя; с1,
J1 – приведенные
крутильная жесткость и момент инерции
ведомых частей; с – эквивалентный
упругий элемент, характеризующий
свойства привода, причем с <<с1.
Рис. 4. Схема использования пружинного
гасителя
для расширения рабочего
диапазона скоростей машин
Действующий на ротор вибрационный
крутящий момент М0еiωt
(ω – угловая скорость вращения ротора)
приводит к возникновению его крутильных
колебаний, амплитудно-частотная
характеристика которых показана
штриховой линией на рис. 5. Ведомые части
создают эффект динамического гашения
ротора на частоте
.
Рис. 5. Амплитудно-частотная
характеристика
крутильных колебаний
машины, снабженной гасителелем.
Вместе с тем на частоте
в системе возникают интенсивные
крутильные колебания резонансного
типа. Для вывода резонанса за рабочий
диапазон оборотов двигателя к его ротору
присоединяют динамический гаситель
(см. рис. 4,б), настроенный на частоту
антирезонанса
.
Это приводит к общему, увеличению момента
инерции тел, осуществляющих динамическое
гашение, в результате чего резонансная
частота повышается до
.
Результирующая амплитудно-частотная
характеристика система с гасителем
принимает вид, показанный сплошной
линией на рис. 5.
§
Загрузка...