Колебаний стержней
В научно-производственной лаборатории «Анкер» ОАО «Мурманская фабрика орудий лова» 27 марта 1997 г. (имеется соответствующий акт испытаний) были проведены исследования влияния усилий затяжки анкерных связей двигателей 8NVD48 (AU и A2U) на частоту изгибающих перемещений (ЧИП).
При исследованиях использовано следующее оборудование:
1. Горизонтальный гидравлический стенд для испытания тросов фабрики орудий лова (предельное растягивающее усилие 20 т).
2. «Захваты» под гайки анкерных связей (АС).
3. Контрольно-измерительные приборы.
4. Два манометра стенда (250 и 60 кГ/см2), проверены в IV квартале 1996 г..
5. Динамометр на 50 тс, проверен в IV квартале 1996 г.
6. Измерительная аппаратура:
6.1. От ООО «Диамант» — измерительный канал фирмы «Bruel & Kjaer», состоящий из: акселерометра типа 4370, виброметра типа 2511, измерительного магнитофона типа 7005, виртуальных анализо — метров на базе ПЭВМ;
6.2. От НПЛ «Анкер» комплект «Микролог 6100 А» фирмы «Palomar Technology International» (США) № 002573 с датчиком 5212М2-100 (сер. Mb АВ20) фирмы «Endevco».
Методика проведения эксперимента включает следующие этапы:
• нагружение анкерных связей продольной нагрузкой (контроль величины нагрузки и с манометром стенда);
• возбуждение вибрации анкерной связи легкими ударами резинового молотка;
• замер ЧИП в фиксируемых точках двумя приборами со своевременной фиксацией показаний манометра стенда;
• определение величины продольных усилий по тарировочным таблицам.
Результаты эксперимента сведены в табл. 4.1.
Результаты, приведенные в табл. 4.1, подвергнуты обработке и анализу с помощью программного обеспечения (электронная таблица «Microsoft Excel», версия 5.0 а).
№ п/п |
Давление стенда Я, кГ/см2 |
Усилие затяжки АС, тс |
«Вгиеі & I Kjaer» 1 |
«Микро — I лог» 1 |
Частота Нг | |
||||
(к рис. 4.17) | |
||||
1 |
4,5 |
1,66 |
51,47 |
51 | |
2 |
7 |
3,1 |
54,66 |
54,4 I |
3 |
9 |
4,5 |
56,55 |
56,5 |
4 |
11 |
5,26 |
58,46 |
57,5 I |
5 |
13 |
6,6 |
59,73 |
59 1 |
6 |
15,8 |
8,16 |
61,64 |
61 I |
7 |
18 |
9,4 |
62,59 |
63,5 I |
8 |
22 |
11,77 |
64,34 |
64 I |
9 |
22,8 |
12,26 |
65,61 |
64,5 |
10 |
24,7 |
13,35 |
65,93 |
65 |
11 |
27 |
14,7 |
67,1 |
67 1 |
12 |
29 |
15,86 |
68,15 |
68,5 |
13 |
31 |
16,95 |
70,21 |
70 I |
14 |
33,7 |
18,45 |
72 |
|
15 |
36,5 |
20 |
72,12 |
73,5 I |
(к рис. 4.18 |
) |
|||
1 |
4,1 |
1,4 |
50,68 |
50,5 |
2 |
7,1 |
3,1 |
52,87 |
51,5 |
3 |
9,1 |
4,24 |
54,96 |
54 |
4 |
11 |
5,33 |
57,28 |
56 |
5 |
14 |
7,12 |
59,18 |
58 |
6 |
17 |
8,83 |
61,1 |
60,5 I |
7 |
20 |
10,6 |
62,27 |
61,5 |
. 8 |
22,8 |
12,23 |
63,86 |
64,5 I |
9 |
25 |
13,54 |
65,13 |
65 |
10 |
28,7 |
15,67 |
66,56 |
67 |
11 |
32,3 |
17,67 |
68,59 |
69 |
12 |
36,2 |
19,83 |
70,36 |
70,5 1 |
В результате полиномиальной аппроксимации методом наименьших квадратов получены формулы зависимостей ЧИП АС от усилий натяжки анкерных связей (рис. 4.17, 4.18).
Анализируя полученные зависимости можно сделать вывод о значительном (до 50 %) влиянии продольной нагрузки (0…20 мс) на частоту поперечной вибрации.
Полученные результаты (см. табл. 4.1) подтвердили достоверность расчетной модели (см. il 3.1), актуальность и важность поставленной задачи.
50 55 60 65 70 75 ЧИП Hz Рис. 4.17. Частоти изгибающих перемещений анкерной связи (d 36мм) двигателя 8NVD48AU (1000 л. с.) в зависимости от усилий затяжки в пей, полученные в результате эксперимента с использованием аппаратуры «Брюль и Къер». 27.03.1997 г. |
Рис. 4.18. Частоты изгибающих перемещений апксрпой связи (d = 40 мм) двигателей 8NVD48.2AU (1160 л. с.) и 8NVD48A2U (1320 л. с.) в зависимости от усилий затяжки в ней, полученпые в результате эксперимента с использованием аппаратуры «Микролог 6100А*-. 27.03.1997 г. |
С целью исследования влияния наддува модельного ротора на его вибрационные характеристики были проведены также испытания на специально разработанном для этой задачи стенде (рис. 4.19).
На стенде, включающем манометр 2, трехходовой кран с дросселем 3, баллон со сжатым воздухом 4, датчик вибрации 5, вибро — шумомер 6 и опоры 7, установлен модельный ротор 1, изготовленный из стальной трубы, по торцам которой приварены стальные диски, рассчитанный на избыточное внутреннее давление 400 атм.
Вибрация ротора возбуждается легкими ударами резинового молоточка. В качестве датчика вибрации использовался пьезоэлектрический акселерометр ДН-3. Измерительный прибор ВШВ-003. Измеряемый параметр — виброускорение в полосе частот 10… 1000 Гц.
Сигнал в приборе в аналоговой форме поступал на плату аналого- цифрового преобразователя АЦП NVL-03, имевшую интервал занесения 400 мкс. Объем занесения (1 кадр) — 8 Кбайт. Сигнал в цифровой форме обрабатывался по алгоритму быстрого преобразования Фурье. Разрешающая способность спектрального анализа — 2,5 Гц. Значения виброускорений регистрировались для каждого значения давления наддува в диапазоне 0…400 атм, что соответствует для данной геометрии модельного ротора диапазону продольной нагрузки
0. ..4300 кгс. При этом максимальное изменение частоты собственных колебаний ротора составило 8,3 % (220…240 Гц), что соответствует расчетам по методике (см. п. 3.1). Кроме того, было зарегистрировано следующее.
Результаты эксперимента дают возможность проанализировать качественную картину изменения АЧХ ротора при наддуве. С увеличением внутреннего давления изменялась добротность колебаний системы, колебания затухали медленнее, уменьшалась доля высоких частот в общем спектре. При этом амплитуда низшей формы колебаний несколько увеличивалась, что позволяет предположить перераспределение энергии спектра в сторону увеличения энергии основного тока колебаний.
Таким образом, при наддуве возрастает и «организованность» колебательной системы, что является положительным фактором, так как уменьшается вероятность возникновения резонанса в области высших частот, больших критической.
На основании выполненных теоретических и экспериментальных исследований можно сделать вывод, что продольное нагружение ротора растягивающими усилиями существенно влияет на частоту собственных колебаний ротора. Кроме того, некоторое несоответствие условий эксперимента и расчетной схемы модели привело к тому, что было выявлено существенное влияние наддува ротора на вибрационные характеристики системы ротор—корпус, связанные с перераспределением энергии спектра. Это объясняется тем, что при создании продольных растягивающих усилий путем наддува пустотелый ротор проявляет свойства не только растянутого стержня, но и цилиндрической оболочки или толстостенного цилиндра, нагруженного внутренним давлением.