WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 | 2 || 4 |

Тогда, при исследовании колебаний подвесной части упруго-диссипативной подвески с переменной жесткостью ее дискретное изменение от 8500 до 17500 Н/м осуществлялось при достижении частоты вращения барабана d=13,4 рад/с. График полученных при этом резонансных кривых представлен на рис. 5. Использование дискретного изменения собственной частоты позволило снизить амплитуды колебаний при установленных условиях на 12,2 %.

Экспериментально установлено, что в принятом диапазоне жесткости подвески от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м при использовании дискретного изменения собственной частоты системы снижение амплитуд резонансных колебаний подвесной части упруго-диссипативной подвески составило при разгоне 6,2…19,3 %, при торможении 2,9…17,5 %.

Экспериментально подтверждено, что значения частот d и k не зависят от демпфирующих свойств системы и определяются только лишь инерционными характеристиками подвесной части и жесткостью элементов системы подвески.

Рисунок 4 – График амплитуд колебаний подвесной части

с постоянной жесткостью при различных значениях вынужденной частоты при разгоне стирального барабана системы с диссипацией

Рисунок 5 – График амплитуд колебаний подвесной части

упруго-диссипативной подвески с переменной жесткостью при различных

значениях вынужденной частоты при разгоне стирального барабана

Сопоставление результатов теоретических и экспериментальных исследований показало, что в установленном диапазоне изменяемых параметров их отклонение не превышает 8 %. Это позволяет сделать вывод об адекватности предложенной математической модели и обоснованности ее использования при дальнейшем математическом моделировании исследуемых колебательных процессов.

В четвертой главе диссертации представлены результаты теоретических исследований резонансных колебаний стиральных машин.

При этом был установлен характер и определены амплитуды резонансных колебаний подвесной части в зависимости от частоты вынужденных колебаний и при различных значениях жесткости дополнительных упругих элементов упругой подвески для следующих условий: суммарная жесткость основных пружин со=8500 Н/м; жесткость дополнительных пружин изменяется в пределах cпр.доп=500…5500 Н/м (суммарная жесткость дополнительных пружин сд=nпр.допcпр.доп=2(500…5500)=1000…11000 Н/м); суммарная жесткость подвески изменяется в пределах сд.о= со + сд =8500+(1000…11000)= =9500…19500 Н/м.

На рис. 6 приведен график зависимости максимальных значений амплитудных виброперемещений d подвесной части для точки d (см. рис. 1) (в момент изменения жесткости пружин подвески) при различных значениях суммарной жесткости сд.о упругих элементов упругой подвески и коэффициента изменения жесткости kи в период разгона стирального барабана.

Как видно из полученных данных, при увеличении суммарной жесткости сд.о от 9500 до 19500 Н/м упругих элементов упругой подвески и коэффициента изменения жесткости kи от 1,118 до 2,294 в период разгона барабана происходит снижение амплитуд колебаний подвесной части от d=0,0592 до d =0,0084 м, что составляет d =0,0508 м.

Наиболее значительное снижение амплитуд колебаний наблюдается в промежутке значений жесткости от сд.о=9500 до сд.о=11500 Н/м, что соответствует увеличению коэффициента изменения жесткости kи на 21,02 % от kи=1,118 до kи=1,353. При этом значения амплитуд изменяются от d=0,0592 до d=0,0219 м, что составляет d =0,0373 м (37,0 %). В свою очередь, при увеличении коэффициента изменения жесткости kи на 69,55 % от kи=1,353 до kи=2,294 (от сд.о=11500 до сд.о=19500 Н/м) значения амплитуд изменяются от d=0,0219 до d=0,0084 м, что составляет d=0,0135 м или 38,4 %.

При исследовании резонансных колебаний, протекающих в период торможения барабана, были получены аналогичные результаты. Так, при увеличении суммарной жесткости сд.о упругих элементов упругой подвески от 9500 Н/м до 19500 Н/м и коэффициента изменения жесткости kи от 1,118 до 2,294 происходит снижение амплитуд колебаний подвесной части от k=0,0300 до k=0,0043 м, что составляет k =0,0257 м.

При увеличении коэффициента изменения жесткости kи на 21,02 % от kи=1,118 до kи=1,353 (от сд.о=9500 до сд.о=11500 Н/м) значения амплитуд изменяются от k=0,0300 до k=0,0111 м, что составляет d=0,0189 м (37,0 %). В свою очередь, при увеличении коэффициента изменения жесткости kи на 69,55 % от kи=1,353 до kи=2,294 (от сд.о=11500 до сд.о=19500 Н/м) значения амплитуд изменяются от k =0,0111 до k =0,0043 м, что составляет k =0,0068 м или 38,2 %.

Рисунок 6 – График зависимости максимальных значений амплитудных

виброперемещений d подвесной части при различных значениях суммарной жесткости сд.о упругих элементов упругой подвески (коэффициента изменения жесткости kи) в период разгона

При исследовании колебаний упруго-диссипативной подвески в систему были введены два демпфера сухого трения с коэффициентом диссипации b=177,4 Н.с/м, расположенные в плоскости О (YO1Z) под углом =80° к горизонтальной оси. Принятые параметры диссипативных элементов находятся в диапазоне наиболее характерных их значений известных систем подвески моечных узлов стиральных машин.

На рис. 7 приведен график зависимости максимальных значений амплитудных виброперемещений d подвесной части для точки d (см. рис. 1) (в момент изменения жесткости пружин подвески) при различных значениях суммарной жесткости сд.о=9500…19500 Н/м упругих элементов упруго-диссипативной подвески и коэффициента изменения жесткости kи=1,118…2,294 в период разгона стирального барабана.

Рисунок 7 – График зависимости максимальных значений амплитудных

виброперемещений d подвесной части при различных значениях суммарной жесткости сд.о упругих элементов упруго-диссипативной подвески (коэффициента изменения жесткости kи) в период разгона

Отметим, что, как и в случае с упругой подвеской, при увеличении коэффициента изменения жесткости kи наблюдается снижение амплитуд колебаний системы, кроме области значений kи=1,118…1,353, где амплитуды колебаний остаются практически без изменений.

Вместе с тем, во всем диапазоне kи от 1,353 до 2,294 наблюдается заметное снижение амплитуд колебаний от d от 0,0074 до 0,0062 м, что составляет d=0,0012 м или 15,9 %.

При сравнении амплитуды резонансных колебаний подвесной части при разгоне барабана с постоянным значением жесткости упругих элементов упруго-диссипативной подвески со=8500 Н/м, которая составила =0,0075 м, с амплитудами колебаний с дискретным изменением жесткости упругих элементов подвески в диапазоне kи=1,353…2,294, которые составили =(0,0074…0,0062) м, получим, что снижение амплитуд колебаний достигает значений =0,0075-(0,0074…0,0062)=(0,0001…0,0013) м или (1,3…17,3) %.

При исследовании резонансных колебаний, протекающих в период тор-можения барабана, были получены аналогичные результаты. Снижение амплитуд колебаний в интервале kи=1,118…1,353 практически не наблюдается. Вместе с тем, при изменении kи в области более высоких значений (от 1,353 до 2,294) снижение составило k=0,0005 м или 16,2 %.

При сравнении амплитуды резонансных колебаний подвесной части при торможении барабана c постоянной жесткостью упругих элементов упруго-диссипативной подвески со=8500 Н/м, которая составила =0,0036 м, с амплитудами колебаний с дискретным изменением жесткости упругих элементов подвески в диапазоне kи=1,353…2,294, которые составили =(0,0036…0,0031) м, получим, что снижение амплитуд колебаний достигает значений =0,0036-(0,0036…0,0031)=0,0005 м или 13,8 %.

Таким образом, использование дискретного изменения собственной частоты (жесткости) системы с упругой подвеской позволяет в отличие от систем с постоянной жесткостью, для которых теоретически амплитуды резонансных колебаний увеличиваются неограниченно, а практически достигали значений d=0,03 м и выше, позволяет ограничить амплитуды резонансных колебаний значениями до d=0,0084 м при разгоне и до k=0,0043 м при торможении в диапазоне значений жесткости сд.о=9500…19500 Н/м и коэффициента изменения жесткости kи=1,118…2,294. Причем, в области изменения жесткости сд.о=9500…11500 Н/м и kи=1,118…1,353 снижение амплитуд колебаний происходит наиболее существенно, что важно при практическом использовании полученных результатов в стиральных машинах, так как при этом, за счет невысоких значений kи, динамические нагрузки, передаваемые на корпус машины, будут незначительными.

Кроме этого, полученные в диссертационном исследовании результаты показали, что для системы с упруго-диссипативной подвеской наиболее значительное снижение амплитуд резонансных колебаний происходит при изменении kи в диапазоне от 1,353 до 2,294, что может быть рекомендовано при конструировании или модернизации стиральных машин с демпферами с целью снижения вибрационных нагрузок при резонансных колебаниях.

Таким образом, исследования, а также производственные испытания показали, что использование предлагаемого способа позволяет снизить амплитуды резонансных колебаний стиральных машин с упругой и упруго-диссипативной подвеской моечного узла. Полученные в работе рекомендации могут быть использованы при выборе рациональных конструктивных параметров системы виброизоляции стиральных машин с режимным управлением собственной частотой системы.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1) Проведенный анализ современных методов и средств виброзащиты бытовых и коммунальных стиральных машин барабанного типа с упругой и упруго-диссипативной подвеской моечного узла показал, что одним из эффективных и перспективных способов снижения резонансных колебаний является режимное управление собственной частотой колебательной системы путем изменения жесткости подвески.

2) На основании анализа конструктивных особенностей колебательных систем стиральные машины барабанного типа сгруппированы по конструктивным признакам системы виброизоляции (системы подвески моечного узла). Определены коэффициенты жесткости и коэффициенты диссипации элементов (устройств) системы подвески машин для каждой группы колебательных систем.

3) Разработан способ снижения уровня резонансных колебаний стиральных машин барабанного типа путем дискретного изменения собственной частоты системы в период разгона и торможения барабана при центробежном отжиме текстильных изделий (патент РФ № 2367735). Показано, что для эффективной реализации данного способа изменение собственной частоты системы должно происходить при частоте вынужденных колебаний, соответствующей точке пересечения резонансных кривых колебательных процессов системы с различной собственной частотой.

4) Получены выражения для определения частот вынужденных колебаний d и k, определяющих момент дискретного изменения собственной частоты колебательной системы при разгоне и торможении. При этом установлено, что значения данных частот не зависят от демпфирующих свойств системы и определяются лишь инерционными характеристиками подвесной части и жесткостью элементов системы подвески. Показано, что для соотношений между дискретными значениями жесткости (коэффициента изменения жесткости kи) от 1,118 до 2,294 (при условии постоянной жесткости основных упругих элементов, равной 4250 Н/м) значения данных частот изменяются в пределах от 11,33 до 14,14 рад/с при разгоне барабана, и от 11,94 до 14,90 рад/с при торможении. Вместе с тем, при kи=2 и диапазоне жесткостей упругих элементов от 3250 до 5250 Н/м значения частот находятся в пределах d=11,80…15,0 рад/с и k=12,43…15,80 рад/с.

5) Показано, что при kи=2, в результате использования дискретного изменения собственной частоты системы упругой подвески с упругими элементами с парной жесткостью от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м, 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 достигали значений 0,03 м и выше. Также установлено, что снижение амплитуд резонансных колебаний подвесной части системы с диссипацией в диапазоне значений упругих элементов от 6500 до 10500 Н/м при kи=2 составило при разгоне =0,0005…0,0014 м или 6,7…18,7 %, при торможении =0,0001…0,0006 м или 2,8…16,7 %.

6) При увеличении коэффициента изменения жесткости в диапазоне kи=1,118…2,294 наблюдается снижение амплитуд колебаний подвесной части упругой подвески от 0,0592 до 0,0084 м при разгоне и от 0,0300 до 0,0043 м при торможении, причем наибольшее снижение происходит в диапазоне kи=1,118…1,353 и составляет 37 %.

Для системы с диссипацией во всем диапазоне kи от 1,353 до 2,294 наблюдается существенное снижение амплитуд колебаний от d от 0,0074 до 0,0062 м при разгоне, что составляет d=0,0012 м или 15,9 %. При торможении снижение составило k=0,0005 м или 16,2 %. Причем, полученные значения амплитуд колебаний на 1,3…17,3 % ниже амплитуд колебаний системы с постоянной жесткостью, равной 8500 Н/м, при разгоне, и на 13,8 % при торможении.

7) Разработаны рекомендации по выбору рациональных конструктивных параметров системы виброизоляции стиральных машин, обеспечивающих снижение амплитуд резонансных колебаний в условиях дискретного изменения собственной частоты колебательной системы.

Основные результаты диссертации изложены в следующих работах

Статьи в ведущих рецензируемых научных журналах

  1. Алехин, С.Н. Исследование резонансных колебаний подвесной части стиральных машин барабанного типа / С.Н. Алехин, Д.П. Махов // Технология машиностроения : обз. анал., науч.-техн. и произв. жур. – М. : Технология машиностроения, 2009. – № 8. – с. 28–31.
  2. Махов, Д.П. Вынужденные колебания стиральных машин барабанного типа вдоль вертикальной оси без учета диссипативных сил / Д.П. Махов, С.Н. Алехин, А.А. Федяев // Известия высших учебных заведений. Технические науки : сб. науч. тр. / под ред. А.В. Павленко ; «Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки». – Новочеркасск, 2008. – № 1. – С. 69–71.

Патент и свидетельство на изобретения

Pages:     | 1 | 2 || 4 |






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