Антивибраторы

Для ослабления крутильных колебаний в пределах запретных зон или для смещения критических угловых скоростей на другие диапазоны применяют специальные устройства, называемые демпферами и антивибраторами. [c.200]

Эта характеристика представлена на рис. III.28, из которого видны основные изменения в системе при введении в нее антивибратора, выражающиеся в следующем [c.155]

Расположение резонансных частот таково, что собственные частоты системы с антивибраторОм со и Юз удовлетворяют условиям [c.155]

При введении в гаситель сопротивления обращение в нуль амплитуды колебаний основной массы оказывается невозможным, однако и в этом случае имеет место снижение этих амплитуд колебаний. При этом амплитуды колебаний основной массы и массы гасителя при o = oi и o = a 2 оказываются ограниченными. Основные результаты классической теории антивибратора приведены в работах [5, 22]. [c.155]

Наиболее распространенными конструкциями антивибраторов являются конструкции стержневые (рис. 111.29, рис. III.30), состоящие из грузов, укрепленных на стержне. Стержень является упругим элементом антивибратора. Настройка антивибратора осуществляется с помощью перемещения груза по резьбе стержня. [c.155]

Вследствие этого изменяются расстояние I от центра массы до точки крепления, а следовательно, и жесткость антивибратора, определяемая формулой [c.155]

Основным недостатком применения рассмотренных антивибраторов является то, что они оказываются эффективными в сравнительно узком диапазоне частот вследствие небольших [c.156]

Рис. III.29. Внешний стержневой Рис. 111.30. Внешний антивибратор антивибратор с единым стержнем, с составным стержнем

Выходом из этого положения является применение, например, антивибраторов с регулируемыми параметрами. Идея автоматической настройки антивибратора на частоту возмущающей силы осуществлена в электродинамическом антивибраторе [6], состоящем из сердечника J, корпуса с катушкой 2 и основной массы 3. Принципиальная схема электродинамического антивибратора представлена на рис. II 1.33. Амплитуды колебаний основной массы могут быть представлены в виде [c.156]

Рис. III.31. Внешний антивибратор для гашения вертикальных колебаний

Рис. III.32. Антивибратор для гашения горизонтальных колебаний

Рис. III.33. Схема электродинамического антивибратора

Маятниковые антивибраторы применяются также и для уменьшения изгибных колебаний. Примеры различных типов таких антивибраторов приведены в работе [68]. [c.157]

При равенстве (0 = са динамические податливости = О и система распадается на две независимые подсистемы ротор на упругих опорах (подсистема, содержащая возмущающие силы) и амортизированный корпус. При этом Хз = = О независимо от величины возмущающих сил, действующих на ротор и определяющих величины реакций в образовавшихся узлах, и соответственно величины амплитуд вибрации антивибраторов [c.160]

На величину суммарной массы антивибраторов и промежуточного тела практически всегда накладываются ограничения [c.161]

Введение антивибраторов снижает эффективную жесткость системы без снижения статической жесткости. [c.375]

Отметим одну из особенностей применения антивибраторов в сложных системах [18]. Если в некотором числе точек сложной системы без демпфирования поставить антивибраторы, настроенные на определенную частоту возмущающей силы, то это эквивалентно заделкам точек присоединения антивибраторов. Амплитуда колебаний массы антивибратора определяется формулой, подобной формуле в классической схеме применения антивибратора [43] [c.375]

Очевидно, что при постановке антивибраторов на все связи двух подсистем, эти подсистемы на данной частоте оказываются независимыми, а соответствующие реакции определяются подсистемой, содержащей возмущающую силу и имеющей заделки во всех точках постановки антивибраторов. [c.376]

Отмеченная особенность позволяет оценить ожидаемый уровень амплитуд колебаний массы антивибратора расчетом или экспериментально. В последнем случае жестко закрепляются выбранные точки постановки антивибраторов и измеряются реакции в этих точках. Если реакции оказываются чрезмерными, то выбираются другие точки постановки антивибраторов. Основное внимание при этом должно уделяться тому, чтобы парциальные собственные частоты подсистемы, содержащей возмущающую силу, были достаточно отстроены от частоты возмущающей силы. [c.376]

Оптимальное распределение жесткостей по каскадам амортизации следует из минимума коэффициента виброизоляции ц. Динамические податливости блока в случае антивибратора имеют вид [c.377]

Второй важный вопрос заключается в выборе оптимального соотношения между массой промежуточного тела и массой антивибратора. В реальных конструкциях конструктор обычно может выделить на инерционную виброзащиту определенную массу М, равную [c.378]

Можно показать, что масса антивибратора оказывается более эффективной. В СВЯЗИ с этим при проектировании виброзащитных систем масса промежуточного тела должна назначаться исходя из конструктивных соображений и обеспечения требования высокой жесткости промежуточного тела. Массу антивибратора следует делать как можно больше. [c.378]

Имея в виду, что амортизатор-антивибратор в месте его включения в одномерную упругую связь создает узел колебаний, вве-380 [c.380]

Уравнения движения промежуточной массы и антивибратора будут иметь вид (без учета в системе сил демпфирования) [c.381]

Так, если учесть коэффициент силы трения в антивибраторе для квадрата амплитуды промежуточного тела получится следующее выражение [c.382]

Приведенные в этом параграфе решения для (амплитуды колебаний антивибратора) позволяют произвести предварительную прочностную оценку упругих элементов антивибраторов. [c.383]

В гл. VIII на конкретных расчетных моделях показана практическая возможность учета упругих свойств машин при выборе системы их амортизации в ней изложены вопросы анализа произвольных виброзащитных систем и их оптимального синтеза с учетом динамических свойств элементов виброзащитных систем приведена теория одно- и двухкомпонентных амортизаторов-антивибраторов, которая была названа авторами внешней упругоинерционной виброзащитой. Глава написана д-ром техн. наук проф. Н. В. Григорьевым, пп. 3—7 данной главы написаны совместно с канд. техн. наук доц. В. М. Рогачевым, а п. 9 написан совместно с В. Ф. Ивановой. [c.4]

Антивибратор (поглотитель колебаний) представляет собой дополнительную систему, обладающую упругоинерционными свойствами, которая присоединяется к главной системе. Классическая схема основной системы с антивибратором представлена на рис. II 1.27. Она состоит из массы т и жесткости с основной системы и антивибратора, состоящего из массы и жесткости с . Исследования таких систем [43, 146] показывают, что при выполнении равенства [c.154]

В настоящее время появились работы, описывающие новое средство борьбы с оборотной гармоникой, названное его авторами Н. В. Григорьевыми и В. П, Уваровым внутренней упругоинерционной виброзащитой (ВУИВ). Новизна предлагаемого средства заключается во введении двухкомпонентных антивибраторов непосредственно в упругие связи между ротором и корпусом. [c.158]

С целью ослабления усилий, передающихся через упругие связи, для однорежимных роторных машин и предлагается применять ВУИВ. Внутренняя упругоинерционная виброзащита в общем случае состоит (рис. III.35) из двух каскадов амортизации с податливостями б 2, бд, 5 , промежуточных тел М , М , разделяющих каскады амортизации, и антивибраторов, настроенных на частоту вращения ротора и присоединенных к промежу- [c.158]

Были разработаны конструкции предлагаемых блоков ВУИВ и проведены экспериментальные исследования на двухопорной модели ротора (принципиальная схема на рис. II 1.35). Экспериментальное исследование показало высокую эффективность ВУИВ (10—15 дБ) в диапазоне частот 8—10% от номинальной частоты вращения ротора при относительно небольших величинах масс антивибраторов (суммарный вес антивибраторов не превышал 7% от веса установки). [c.161]

Можно показать, что работу ВУИВ можно рассматривать как новый способ автоматической балансировки. При этом уравновешивающие массы (антивибраторы), прикрепленные к промежуточным массам опор, не совершают вращательного движения вместе с ротором и не требуют специального подшипника. В этом случае балансировка осуществляется центробежными силами, развиваемыми антивибраторами. Эти центробежные силы возникают как результат векторного сложения двух инерционных сил, [c.255]

Ниже рассматриваются некоторые вопросы оптимизации параметров инерционных виброзащитных систем, включающие в себя инерционные элементы. Применение таких систем оказывается полезным не только с точки зрения низкочастотных воздействий, но и высокочастотных. Основная трудность проектирования безынерционных виброзащитных систем заключается в невозможности применения или разработки обычных амортизаторов малой жесткости вследствие конструктивных ограничений перемещений объекта или больших статических напряжений в них, а также вследствие возможности появления резонансов в объекте, фундаменте или даже амортизаторах. В этом случае решение задачи можно искать на пути применения специальных конструкций амортизаторов, состоящих из двух каскадов амортизации, промежуточного тела и присоединенного к нему антивибратора. В дальнейшем такой блок будем называть амортизатор-антивибратор. Схема такого блока приведена на рис. VIII.4. Преимущества таких блоков виброизоляции заключаются в следующем. [c.375]

Обращение в нуль коэффициента виброизоляции имеет место при прикреплении антивибратора к любой точке блока изоляции, однако амплитуды колебаний массы антивибратора будут различными, что отражается на прочности упругой связи антивибратора. Кроме того, выбор точки постановки антивибратора связан с назначением виброяащитиой системы. Если требуется устранение колебаний объекта, то антивибратор следует устанавливать непосредственно на объект. Выбор точки постановки антивибратора при необходимости устранения реакций на фундаменте в каждом конкретном случае неоднозначен. Это обстоятельство связано с конструкцией блока, жесткостью упругих элементов амортизатора и антивибратора и прочностью элементов последнего. [c.376]

Это выражение обобщается и на систему с трением, как в амортизаторах, так и в антивибраторе. Для этого следует составить уравнение движения (VIII.Sl) с учетом соответствующих сил трения, найти решение для А- и подставить его в выражение для "к. [c.382]

Практическая ценность изложенной инженерной методики подбора параметров блока виброизоляции по максимальному кинематическому возбуждению состоит в том, что она позволяет еще в процессе проектирования агрегатов, когда их динамические свойства неизвестны, произвести предварительную оценку оптимальных параметров двухкаскадного амортизатора-антивибратора и оценить прочность его упругих элементов, т. е. позволяет с чего-то начать конструктивную разработку блоков инерционной виброзащиты для сложных упругих вибрирующих объектов. Можно думать, что практически именно эта методика найдет широкое применение, так как во многих случаях коррекция будет невелика или просто материально затруднена из-за необходимости постановки довольно емких экспериментов на объектах, которые уже построены. Особенно важной эта методика может явиться при конструировании стандартизированных автономных виброза-щитных инерционных блоков, изготовляемых вне зависимости от частных видов упругих машин и упругих фундаментов подобно тому, как сейчас изготовляются простые амортизаторы, эти блоки должны быть настраиваемыми , т. е. процесс проектирования виброзащитной системы следует разбить на два этапа предварительный процесс проектирования виброзащитной системы и окончательный. [c.383]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...