WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 | 4 |

На основании этого автором диссертации предложен способ снижения резонансных колебаний стиральных машин путем дискретного изменения собственной частоты колебательной системы, новизна которого защищена патентом РФ № 2367735. Предложенный способ иллюстрируется рис. 1, на котором показан график изменения амплитуды колебаний моечного узла стиральной машины в период центробежного отжима текстильных изделий от момента включения машины в режим отжима 0=а до момента остановки ост=n. Сплошной линией показана виброграмма колебательного процесса моечного узла стиральной машины (линия а-в-с-d-e-f-k-l-m-n), имеющей постоянную жесткость упругих элементов подвески су=const (такой колебательный процесс присущ большинству стиральных машин барабанного типа).

Рисунок 1 – График изменения амплитуды колебаний моечного узла

стиральной машины

Линией а-d-e-f-k-n показана виброграмма колебательного процесса моечного узла стиральной машины с регулируемой жесткостью упругих элементов подвески (два дискретных значения жесткости): с1, с2 =су < с1, с3 =с1 (такой колебательный процесс присущ стиральной машине, в которой реализуется предлагаемый способ преодоления резонанса).

Колебательный процесс прохождения через резонансы наблюдается на участках в-с-d и k-l-m сплошной линии виброграммы.

Для исключения участка в-с-d из колебательного процесса устанавливают в момент включения машины в режим отжима жесткость упругих элементов подвески с1> су, что соответствует собственной частоте системы массой М. При этом колебательный процесс будет определяться участком a-b-c-d-e пунктирной линии. При достижении уровня колебаний, соответствующего точке пересечения резонансных кривых b(d), жесткость упругих элементов подвески дискретно уменьшают от значения с1 до значения су=с2<с1, при этом собственная частота системы соответственно также снизится от значения 1 до значения. Таким образом, дальнейший колебательный процесс будет определяться участком d-e-f-k сплошной линии виброграммы.

При окончании отжима в момент, соответствующий точке f на виброграмме, начинается торможение барабана. При этом, для преодоления резонансного участка k-l-m, в точке пересечения резонансных кривых k(m) изменяют жесткость упругих элементов подвески от значения с2 до значения с3=с1> с2, что приводит к увеличению собственной частоты колебаний системы от 2 до 3. Следовательно, колебательный процесс при дальнейшем торможении барабана будет соответствовать участку m-n прерывистой линии виброграммы.

Таким образом, колебательный процесс моечного узла при отжиме осуществляется по линии а-d-e-f-k-n виброграммы, причем из колебательного процесса исключаются резонансы, отмеченные на виброграмме участками b-c-d, b-c-d, k-l-m и k-l-m.

Для исследования динамики стиральных машин, в том числе при дискретном изменении собственной частоты системы, должны быть учтены конструктивные особенности их колебательных систем, в первую очередь, состав основных инерционных частей, их связь, количество упругих и диссипативных элементов (устройств), их вид, пространственная ориентация и особенности расположения. Автором диссертации были проанализированы конструктивные особенности колебательных систем стиральных машин, что позволило выявить их общие, а также характерные особенности и на основании этого предложить четыре основные схемы колебательных систем машин.

Анализ общих конструктивных особенностей стиральных машин барабанного типа позволяет выделить следующие основные части:

  • моечный узел (подвесная часть), в состав которого входят стиральный бак, барабан, вал которого вращается в жесткой подшипниковой опоре бака, электропривод, жестко закрепленный на баке;
  • корпус машины, который играет роль каркаса и несущей конструкции объекта с установленными на нем системой управления, устройством подачи жидкости и другими функциональными частями;
  • элементы упруго-диссипативной подвески (системы виброизоляции) моечного узла, расположенные между последним и корпусом машины.

С учетом этого, с целью математического описания колебаний стиральных машин были приняты следующие допущения:

  • подвесная часть представляет собой твёрдое тело, связанное с корпусом машины посредством упругих элементов, параллельно которым действуют гасители колебаний – демпферы;
  • корпус машины, выполненный в виде пространственной конструкции, представляет собой абсолютно жёсткую неподвижную систему (статор);
  • внутреннее и внешнее трение отсутствуют.

Таким образом, колебательную систему стиральных машин барабанного типа представим в виде твердого упруго подвешенного тела с шестью степенями свободы (рис. 2).

Рисунок 2 — Колебательная система стиральных машин как твердого упруго подвешенного тела с шестью степенями свободы

Для определения положения подвесной части в пространстве введем неподвижную систему координатных осей O и систему подвижных осей O1XYZ. Последняя жестко связана с центром масс подвесной части, и ее оси являются главными центральными осями инерции. В начальный момент времени полюсы обеих систем совмещены. Ось X направлена по оси вращения барабана, а направления двух других осей Y и Z совпадают с направлениями главных центральных осей жесткости подвесной части.

Предполагаем также, что каждый демпфер и упругий элемент не воспринимают вращательных воздействий.

В качестве обобщенных координат примем линейные перемещения центра масс всей подвесной части q1=, q2=, q3= и три угла поворота тела относительно осей инерциальной (неподвижной) системы q4=, q5=, q6=.

Будем считать, что линейные и угловые перемещения подвесной части при колебаниях под действием динамических нагрузок достаточно малы. Тогда уравнение колебаний такой упруго-диссипативной системы с конечным числом степеней свободы можно записать в следующей форме:

, (1)

где q – вектор обобщенных координат, характеризующий перемещение подвесной части при колебаниях; и – векторы производных от q по времени; А – матрица инерционных коэффициентов (приведенных масс при линейной обобщенной координате или приведенных моментов инерции при угловой обобщенной координате); В – матрица коэффициентов диссипации (приведенных коэффициентов сопротивления); С – матрица упругих коэффициентов (приведенных коэффициентов жесткости); F(t) – вектор внешних возмущающих сил (обобщенная сила).

Для определения элементов матриц В и С были получены зависимости коэффициентов жесткости и диссипации для каждого вида колебательных систем с учетом выявленных конструктивных особенностей стиральных машин. При анализе колебаний подвесной части стиральных машин барабанного типа обычно движения вокруг и в направлении оси X не рассматриваются, как не имеющие больших значений из-за отсутствия значительных возмущающих сил в этом направлении. Тогда уравнение (1) сводится к системе, состоящей из четырех дифференциальных уравнений, решение которых приводит к алгебраическим уравнениям, отличающимися в зависимости от вида колебательной системы машин инерционными, упругими и диссипативными коэффициентами.

Так, для стиральных машин барабанного типа с упругими элементами и демпферами, расположенными в плоскости YO1Z, уравнения колебаний примут следующий вид:

где Mo масса незагруженной подвесной части; Iп.ч(Y,Z) моменты инерции незагруженной подвесной части относительно осей Y,Z; Iб(Y,Z) моменты инерции изделий относительно осей Y,Z; е эксцентриситет центра масс изделий mб; nпр количество упругих элементов (пружин) системы подвески c коэффициентом жесткости спр; nд количество демпферов системы подвески с коэффициентом диссипации bд; и углы наклона упругих элементов и демпферов к горизонтальной оси; lX смещение центра масс изделий по оси X.

При выводе уравнений, описывающих колебания стиральных машин с упругими элементами и демпферами сухого трения, расположенными в плоскостях, параллельных плоскости YO1Z, учтем пр и д координаты крепления упругих элементов (пружин) и демпферов по оси, а также действие упругих рессор демпферов вдоль оси, участвующих в формировании угловых колебаний подвесной части вокруг осей и. Тогда уравнения колебаний примут следующий вид:

Максимальные значения амплитуд резонансных колебаний при дискретном изменении собственной частоты колебательной системы стиральных машин будут наблюдаться в точках пересечения резонансных кривых (точки d и k соответственно при разгоне и торможении барабана согласно рис. 1), образованных при различных дискретных значениях собственной частоты системы (соответствующих дискретным значениям суммарной жесткости со=nпр.оснcпр.осн и со.д=nпр.оснcпр.осн+nпр.допcпр.доп, где nпр.осн, nпр.доп – количество основных и дополнительных упругих элементов, cпр.осн, cпр.доп – жесткость основных и дополнительных упругих элементов). С учетом того, что точки пересечения d и k одновременно принадлежат обеим резонансным кривым и, соответственно, определяются одинаковыми значениями амплитуд колебаний, выразим частоты вынужденных колебаний d и k, причем расчет будем вести для амплитудных значений виброперемещений. Введя коэффициент изменения линейной жесткости:

, (4)

получим следующие выражения для d и k при линейных колебаниях вдоль осей и :

. (5)

Соответственно, введя коэффициент изменения угловой жесткости:

, (6)

получим следующие выражения для d и k при угловых колебаниях и вокруг осей и :

. (7)

Заметим, что для дискретного изменения собственной частоты подвесной части необходимо соблюдение условия kи>1. При cпр.доп=0, т.е. в отсутствие дискретного изменения жесткости, kи=1 и d,k=. Также и при пр.доп=0 получим kи=1 и d,k=.

Таким образом, показано, что значения частот d и k не зависят от демпфирующих свойств системы и определяются только инерционными характеристиками подвесной части и жесткостью элементов системы подвески.

Используя уравнения колебаний, были определены значения их амплитуд при постоянной и переменной жесткости системы упругой и упруго-диссипативной подвески при kи=2. Диапазон значений жесткости упругих элементов подвески был выбран исходя из того, что в пределах практической целесообразности осуществления виброизоляции считается необходимым соблюдение соотношения между собственной частотой и частотой вынуждающей силы (для стиральных машин частоты вращения барабана) / 4. Показано, что для принятого таким образом диапазона парных жесткостей упругой подвески от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м при использовании дискретного изменения собственной частоты системы максимальные значения амплитуд резонансных колебаний составили 0,0099 м при разгоне и 0,0050 м при торможении, тогда как при постоянной жесткости подвески значения амплитуд растут неограниченно. Также установлено, что снижение амплитуд резонансных колебаний подвесной части упруго-диссипативной подвески составило при разгоне =0,0075-(0,0070…0,0061)=(0,0005…0,0014 м) или 6,7…18,7 %, при торможении =0,0036-(0,0035…0,0030)=(0,0001…0,0006 м) или 2,8…16,7 %.

В третьей главе разработаны средства, методы и получены результаты экспериментальных исследований.

Разработана и реализована конструкция стенда для проведения экспериментальных исследований динамики стиральных машин барабанного типа, в том числе в условиях дискретного изменения собственной частоты системы.

Конструкция стенда позволяет устанавливать дополнительные устройства, позволяющие изменять жесткость упругих элементов, диссипативные свойства демпферов и инерционные характеристики исследуемого объекта.

На рис. 3 показана схема управления упругими элементами системы подвески стенда.

Рисунок 3 – Схема управления упругими элементами системы подвески

Для определения виброперемещений подвесной части 1 стенда использовались датчики перемещения с аналоговым выходом типа ДПА-Ф60-40У-2110-Н (2 – 5). Сигнал от датчиков через управляющее устройство УУ, включающее внешний модуль АЦП/ЦАП и цифровой ввод/вывод на шину USB модели Е14-140, поступал на персональный компьютер ПК со стандартной конфигурацией и программным обеспечением для регистрации и записи амплитуд и частот колебаний.

Жесткость подвески дискретно изменялась при достижении частот вынужденных колебаний d и k, значения которых вводились в управляющее устройство УУ перед началом испытаний, путем включения или отключения дополнительных пружин 6, 7 параллельно основным пружинам 8, 9 подвески. Включение или отключение дополнительных пружин осуществлялось с помощью соленоидов 10 и 11 типа ATEX PV(EMS), сигнал на которые поступал от устройства управления УУ через исполнительное устройство ИУ.

Исследования проводились при постоянной и переменной жесткости системы упругой и упруго-диссипативной подвески в диапазоне парных жесткостей от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м при kи=2. При этом были получены значения амплитуд колебаний во всем диапазоне значений жесткости, а также значения частот d и d пересечения резонансных кривых. Так, при исследовании колебаний подвесной части с упруго-диссипативной подвеской при постоянных парных жесткостях 8500 и 17000 Н/м были получены резонансные кривые для каждой жесткости, представленные в виде графика на рис. 4. Наложение резонансных кривых позволило получить значение d=13,4 рад/с, определяющее момент дискретного изменения собственной частоты системы при разгоне.

Pages:     | 1 || 3 | 4 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»