Характеристика машин как источников вибрации

В настоящее время знания о процессах, происходящих в машинах — источниках вибрации, исследования акустических характеристик тела человека или отдельных частей позволяют еще до воплощения машины в конкретное изделие определить эффективность виброизолирующих устройств, оценить перспективность тех или иных средств виброизоляции на основании математических моделей системы источник вибрации — виброизоляция — тело человека. [c.65]

Характеристика реальных источников вибрации. Как правило, при исследовании вибрации машин и экспериментальных установок источники колебаний имеют сложную структуру, являются протяженными и многомерными, т. е. отдают меха- [c.78]

При разработке средств защиты человека от вредного воздействия вибрации необходимо знать акустические характеристики (входное механическое сопротивление — импеданс) тела человека, чтобы в дальнейшем их можно было моделировать в системе источник вибрации — виброзащита — оператор машины с целью определения оптимальных параметров виброзащиты. [c.66]

ХАРАКТЕРИСТИКА МАШИН КАК ИСТОЧНИКОВ ВИБРАЦИИ [c.392]

В процессе создания машин и энергетических установок, а также при проведении научно-исследовательских работ возникает необходимость в полной характеристике машины как источника вибрации (дополнительно к нормированию по уровням вибрации), позволяющей [c.392]

Собственные механические сопротивления Zq (а) и податливости Мо (со) конструкций машины, необходимые для характеристики машин как источников вибрации и расчета вибрации, определяются методами и средствами, рассмотренными в гл. X, п. 1. Для обеспечения свободного положения машина подвешивается на упругих элементах. Частота собственных колебаний машины на этих элементах должна быть не менее чем в три раза меньше низшей частоты исследуемого диапазона. Упругие элементы подвески крепятся к корпусу машины в местах, удаленных как от опорной поверхности, так и от рабочих узлов. [c.421]

С характером изменения трех отмеченных кривых теснейшим образом связаны и закономерности изменения вибрационных характеристик машин и механизмов. Действительно основными источниками вибрации в машинах являются неуравновешенность вращающихся частей, несоосности, нарушения геометрии кинематических пар, рост зазоров в сочленениях. Эти величины изменяются обычно пропорционально износам, пластическим деформациям, вследствие этого и вибрация машины должна нарастать линейно во времени в процессе второго периода эксплуатации машины только при наступлении третьего этапа в одной из отмеченных закономерностей должно появиться резкое нарастание вибрации машины. Теоретический график изменения средних величин вибрации машины в общем по своему характеру должен повторять приведенные выше три фундаментальных графика. [c.446]

Малошумные машины должны быть ремонтопригодными с позиций виброакустических характеристик. С этой целью при проектировании необходимо предусмотреть включение в конструкцию таких узлов, постоянно вмонтированных датчиков, приспособлений и пр., которые могут обеспечить с минимальными затратами труда и времени восстановление виброакустических характеристик машин в условиях эксплуатации с помощью воздействия на источники вибрации. [c.448]

К малошумным машинам и механизмам следует последовательно применить все известные средства, ведущие к сохранению виброакустических характеристик и к стабилизации величины самих источников вибрации, а именно [c.450]

Книга состоит из 12 глав. В главах 1—3 даны краткие сведения из акустики, общая характеристика источников вибрации и шума в электрических машинах и описание способов их расчетной оценки. [c.3]

Наиболее распространены механические источники вибрации и шума машин. К ним относятся наличие дисбалансов деталей приводных и исполнительных механизмов (зубчатые, цепные и другие передачи) [42, 50, 55] и выполнение ударных технологических операций [1, 5, 12, 16, 34]. Если дисбалансы и удары связаны с физическими особенностями работы оборудования, их очень трудно устранить. Таковы, например, дисбалансы кривошипных механизмов и роторов (центрифуги, насосы и т. п.), а также удары клапанов и т. д. Возникновение многих механических источников вибрации обусловлено погрешностью изготовления деталей. Это имеет большое значение при работе муфт, зубчатых колес [12,43, 50] и подшипников [29], где шум генерируется в процессе трения, например, шарика о стальное кольцо. На шумовые и вибрационные характеристики машин существенно влияют условия сборки, эксплуатации, трения и др. [1,4, 5, 12, 16, 30, 34, 46, 50, 52]. Для ременных передач машин характерен также шум, вызванный пробуксовкой приводного ремня при реверсе. [c.5]

ДИНАМИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ Конструкция машин состоит из совокупности приводных механизмов и рабочих органов, основные агрегаты и узлы которых содержат группу сопряженных деталей, например соединение осей, валов, направляющих с маховиками, шкивами, шестернями, ползунами и др. Эти детали служат источниками вибрации, откуда поток энергии распространяется по элементам передаточных механизмов в направлении корпусных конструкций. Для оценки их вибрационных характеристик рассмотрим основные закономерности прохождения энергии по сопряженным деталям. [c.9]

Адаптивные системы активной амортизации. Адаптивными называются такие системы активной амортизации, параметры которых (амплитудные и фазовые характеристики обратных связей) могут изменяться в процессе работы таким образом, чтобы обеспечить минимум передачи вибраций от машины в фундамент и прилегающие конструкции. На рис. 7.23 в качестве примера приведены две схемы адаптивных систем активной амортизации. Помимо элементов, составляющих схему активной амортизации на рис. 7.21, а, в них включены дополнительные блоки — оптимизатор 9 и источник управляющих сигналов 10. Оптимизатор — принципиально новое функциональное устройство, отличающее адаптивные схемы управления [c.243]

В справочном пособии изложена методика последовательного определения причин вибрации в турбинах, компрессорах, насосах и других энергетических машинах. Рассмотрены методы борьбы с вибрацией в источнике и на пути распространения колебаний в самой машине. Указаны мероприятия по стабилизации виброакустических характеристик в процессе длительной эксплуатации машин. [c.2]

Проблемы виброзащиты возникают практически во всех областях современной техники. Форсирование машин по мощностям, нагрузкам и другим рабочим характеристикам увеличивает интенсивность и расширяет спектр вибрационных и виброакустических полей. Действие вибраций снижает надежность и долговечность машин, стимулируя различные отказы, приводя к чрезвычайным ситуациям, может повлечь потерю здоровья и даже гибель людей. Вибрация генерирует звуковой шум — один из важнейших показателей дискомфорта среды обитания человека. В области частот 20-1000 Гц в технических системах, в которых используются различные машинные агрегаты, преобладают гармонические вибрационные воздействия с постоянной или меняющейся в узких пределах частотой. К таким машинным агрегатам относятся, например, двигатели внутреннего сгорания, основной вклад в их вибрационное нагружение вносят источники с частотой, равной или кратной частоте вращения коленчатого вала, и многие другие роторные системы. [c.6]

Проблема борьбы с шумом и вибрацией машин ставит перед специалистами три задачи [4] выявление источников повышенной вибрации узлов и механизмов исследование распространения вибрации по конструкциям определение излучателей звуковой энергии и их характеристик. [c.3]

Контурные характеристики (рис. 3-22) показывают изменение вибрации по контуру исследуемого элемента, что позволяет оценить ослабление жесткости вибрирующей системы. При помощи контурных характеристик обнаруживается ослабление крепления подшипников к фундаментной плите или плиты к фундаменту. По виду характеристики могут быть выявлены такие дефекты, как глубокие трещины в элементах опоры и фундамента. В программу исследований входит также контроль ряда узлов и элементов машины, являющихся обычным источником возбуждения колебаний. Проверке подвергаются центровка роторов, состояние соединительных муфт, шеек роторов и подшипников. Если вибрационные характеристики указывают на значительную неуравновешенность ротора, вал проверяется индикатором на прогиб, после чего производится балансировка роторов. В тех случаях, когда исследованиями выявлена заметная зависимость вибрации от тока возбуждения или температуры ротора генератора, производится контроль обмотки ротора на отсутствие ВИТКОВЫХ замыканий. [c.103]

В связи с этим при определении влияния характеристик опорных и неопорных связей на уровни вибрации (расчет ожидаемой вибрации в рабочих условиях по результатам стендовых испытаний, подбор оптимальной амортизации, оценка виброизолирующих свойств амортизации и т. д.) в случае, когда конструкция машины остается неизменной, целесообразны другие способы оценки машин как источников вибрации. [c.406]

Изменение параметров технического состояния машин в ряде случаев сопровождается увеличением уровня колебательной энергии (Ниже, когда иет необходимости различать механизм, машину и агрегат, для простоты их будем называть машиной). Для машин, уровень шума которых имеет существенное значение, превышение определенного уровня вибрации или излучаемой акустической энергии можно считать отказом по виброакустическим показателям В этом случае первой задачей вибро-акустической диагностики машин является локализация источников повышенной виброактивности. Она позволяет определить относительную роль каждого источника в создании общей вибрации. На ее основе строят математическую модель механизма и устанавливают особенности кинематики рабочего узла или протекающего в нем процесса, приводящ,ие к возникновению повышенной вибрации Источник вибрации может быть протяженным (например, многоопорныи ротор) Тогда возникает необходимость дополнительного исследования пространственного распределения динамических сил и кинематических возбуждений, возникающих в данном узле. Наиболее распространенными способами выявления и локализации источииков является сравнение вибрационных образов (во временной и частотной областях) машины в целом и отдельных ее узлов Когда виброакустические образы нескольких источников подобны, полезно анализировать потоки колебательной энергии через различные сечения механизмов, динамические силы, действующие в различных сочленениях, а также статистические характеристики процессов (функции корреляции, взаимные спектры, модуляционные характеристики и т д,). В связи с тем. что силовые и кинематические возбуждения в узлах н вибрация машины в целом зависят не только от интеисивности рабочих процессов, но и от динамических характеристик конструкций, для выявления причин повышенной вибрации следует измерять механический импеданс и подвижность различных узлов — статорных и опорных узлов механизмов, машин, агрегатов, а также фундаментных конструкций Способы выявления источников повышенной виброактивности механизмов. Наиболее распространенный способ выявления — сопоставление частот дискретных составляющих измеренного спектра вибрации с расчетными частотами возбуждений, действующих в рабочих узлах механизмов В табл. 1 пре ставлены сводные формулы частот дискретных составляющих вибрации и возбуждающих сил некото рых механизмов. Спектры вибрации измеряют на нескольких скоростных режимах работы механизма, что позволяет более надежно сопоставить расчетные частоты с реальным частотным спектром вибрации Кривые зависимости уровней конкретных дискретных составляющих вибрации от режима работы механизма дают возможность выявить резонансные зоны. [c.413]

Предложенная выше модель вибрационного состояния объекта в виде отрезков стационарных случайных процессов равной длительности со случайными спектральными характеристиками не может быть универсальной и охватывать все варианты вибрационных процессов, встречающихся при эксплуатации различных машин, механизмов и сооружений. Однако она пригодна для большинства объектов, являющихся транспортными средствами или их частями, блоками или элементами, В тех же случаях, когда источники вибрации — силы, порождаемые вращающимися несбалансированными элементами, периодически движущимися деталями и т. п., т. е. когда возршкают гармонические, полигармонические или узкополосные вибрации, модели могут быть построены аналогично. Различие заключается лишь в том, что вместо дисперсий в полосах частот необходимо рассматривать соответствующие амплитуды, а вместо корреляционных моментов — фазовые сдвиги. [c.431]

Третью группу задач акустической динамики машин нельзя рассматривать изолированно от источников, поскольку машина и присоедипенные конструкции представляют o6oii единую колебательную систему, тем не менее (ввиду чрезмерной сложности этой системы) рассмотрение отдельных элементов и их акустических характеристик является пока основным путем, который может привести к пониманию законов распространения вибраций в этих конструкциях. Детальное рассмотрение волновых процессов и физических закоиомерностей колебательного движения в простейших конструктивных элементах и их соединениях является базой, на которой строится знание акустического поведения машинных конструкций и их разумное проектирование. Основное внимание здесь необходимо уделять установлению связи менаду потоками колебательной энергии и параметрами таких элементов машинных конструкций, как соединения стержней и пластин, однородные среды с различного рода ире-пятствиями, регулярные структуры, в частности решетчатые. [c.9]

Другое ограничение, накладываемое па ширину полосы, обусловлено неравномерностью переходных амплитудно-фазовых частотных характеристик опорных конструкций. При распространении вибраций по такой конструкции происходит, как это было показано в главе 3, потеря Корреляции, на величину которой существенное влияние оказывает также и спектральный состав сигналов источников. Для оценки максимальной ширины полосы А со, при которой еще не происходит потери корреляции и наибольшее значение коэффициента корреляции является ме- рой полной линейной связи между сигналами, требуются специальные теоретические расчеты или дополнительные экспериментальные исследования. Отметим, что на низких частотах (до 100 Гц) в наиболее виброактивных диапазонах машин и механизмов, онределяемых ярко выраженными дискретными составляющими спектра вибрационных сигналов, измерения можно проводить в 1/3-октавных или даже 1/2-октавных полосах. На более высоких частотах, как показывает опыт, полоса частот должна быть более узкой. [c.132]

Следовательно, упругие свойства масляного слоя подшипника скольжения при малой толщине, равной 0,1 величины радиального зазора, выражаются нелинейной характеристикой жесткости, порядок величины приведенной жесткости (0,2 -ь 0,3)-10 кПсм близок к величине жесткости металлоконструкции машины (зубчатого зацепления, опор и т. д.), демпфирующие свойства масляного слоя характеризуются величиной декремента колебаний б = 0,44, т. е. составляют сравнительно большую величину, что в значительной степени определяет слабые виброзащитные свойства масляного слоя как упругой связи. Поэтому в тех случаях, когда предъявляются повышенные требования по вибрациям корпуса механизма, имеющего внутренние источники высокочастотных (выще 500 гц) колебаний, рационально применять упругие вкладыши подшипников с одним рядом упругих элементов для виброизоляции от источников среднечастотных (100—600 гц) колебаний лучше использовать двухрядные упругие вкладыши с металлическими конструкциями упругих элементов — пружин. [c.80]

Другой раздел указанного направления предусматривает конструктивное изменение в процессе изготовления деталей и механизмов машин в связи с повышением точности их обработки и сборки, или улучшение характеристик оборудования, конструктивной схемы в целом для уменьшения колебаний в источнике. Следует отметить как весьма перспективный метод создания машин с взаимной компенсагшей воздействия динамических факторов, а также механизмов, построенных по симметричной схеме. В этом случае динамическое устройство, соединен-ное с изделием, создает дополнительное динамическое воздействие, передаваемое к изделию в точках присоединения виброгасителя. Динамическое виброгашение осуществляется при параметрах устройства, обеспечивающих частичное уравновешивание динамических сил, возбуждаемых источником. При использовании симметричных схем упругих систем свободные колебания разделяются на ряд ке связанных между собой типов, что уменьшает число реализуемых форм движения, повышает соответствующие им импедансы и, следовательно, снижает вибрацию симметричных конструкций машин. Такой эффект достигнут, на-п ,.шер, в планетарных редукторах с поворотной симметрией, сконструированных таким образом, чтобы основными были лишь колебания угловой формы [12, 21], Для сохранения вибрационной устойчивости и ударной стойкости редуктора в направлениях, в которых не действуют возбуждающие факторы, обусловленная симметрией несвязность форм колебаний позволила использовать жесткие упругие элементы, а виброизоляцию по угловой форме колебаний сделать мягкой и таким образом уменьшить вибрацию [4]. [c.6]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...