Nauchnaya_rabota_(1)
.pdf11
1234
t ; |
|
|
t ; |
(1.9) |
|
t ; |
||
|
||
t . |
|
при варьировании позволяет изменять направление возмущающей силы не изменяя ее амплитуду и не вызывая вращательного момента.
Все сказанное выше справедливо при одном существенном допущении,
что принятая система координат является инерционной. В действительности платформа на которой установлены дебалансы, движется с переменным ус-
корением, то есть, принятая система координат инерционной не является.
В связи с этим появляются дополнительные моменты относительно осей вращения дебалансов и кажущаяся на первый взгляд система независи-
мых виброприводов при более детальном рассмотрении оказывается взаимо-
связанной и существенно нелинейной.
Первым шагом на пути решения задачи синтеза системы управления взаимосвязанными виброприводами является установление существенных зависимостей между координатами системы, что и определяет цель данного исследования – разработка лабораторного стенда и имитационной модели со-
вместной работы дебалансных виброприводов, учитывающей момент, обу-
словленный движением оси вращения неуравновешенного тела.
12
2 ЛАБОРАТОРНЫЙ СТЕНД СОВМЕСТНОЙ РАБОТЫ ДЕБАЛАНС-
НЫХ ВИБРОПРИВОДОВ
С целью проведения исследований по синтезу системы управления взаимосвязанными дебалансными виброприводами был разработан лабора-
торный стенд, приведенный на рис 2.1.
Рисунок 2.1 – Схема лабораторного стенда
Лабораторный стенд состоит из: двух двигателей от CD-ROM, мультиметров
DT700D, осциллографа DS1042C, блоков питания (БП), акселерометра (А)
ADXL210E, представленный на рис 2.2. В качестве дебаланса использован mini-CD с закрепленным на нем болтом М4. Регулируемый упругий элемент состоит из двух металлических линеек, зажатых в струбцине.
Рисунок 2.2 – Фото лабораторного стенда
13
3 МАТЕМАТИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ МНОГОДВИГАТЕЛЬНОГО ДЕБАЛАНСНОГО ВИБРОПРИВОДА
Кинематическая схема исследуемой системы подробно описанная в [7]
изображена на рис. 3.1. Жесткая платформа может перемещаться относи-
тельно неподвижного основания в строго фиксированном направлении оси х.
Платформа связана с основанием посредством упругих элементов с жестко-
стью Cx и линейного демпфирующего элемента с коэффициентом сопротив-
ления k x . На платформе установлено некоторое число k дебалансных вибро-
возбудителей, оси которых перпендикулярны направлению колебаний плат-
формы и которые приводятся во вращения электродвигателями.
Рисунок 3.1 – Кинематическая схема многодвигательного дебаланса
Вращение роторов возбудителей описывается следующим дифферен-
циальным уравнением [7]
I s s Ls ( s ) R( s ) ms s (x sin s g coss ) , |
(3.1) |
|||
|
|
|
|
|
где (s 1,...,k) ,
s - угол поворота s-го ротора,
14
Ls ( s ) - вращающий момент двигателя,
Rs ( s ) - момент сил сопротивления вращению, ms - масса ротора s-го вибровозбудителя,
s - эксцентриситет,
x- смещение платформы от положения соответствующего ненапряженным упругим элементом,
g - ускорение свободного падения.
Приведенный момент инерции дебаланса имеет вид
I |
s |
J |
cs |
m 2 |
, |
(3.2) |
|
|
s s |
|
|
где J cs - момент инерции ротора s-го вибровозбудителя, относительно его центра тяжести.
Колебания платформы описываются следующим дифференциальным уравнением [7]
k |
2 cos j ) , |
|
Mx kx x Cx x m j j ( j sin j |
(3.3) |
|
j 1 |
|
|
k
M m p ms , (3.4)
s 1
где m p - масса платформы,
ms - масса ротора s-го вибровозбудителя,
k x - коэффициент сопротивления линейного демпфирующего элемента,
C x - жесткость упругих элементов.
В уравнении (3.3) обратное влияние колебаний платформы на движе-
ние роторов отражается слагаемыми mS S x sin S .
При двух дебалансных виброприводах выражения (3.1 - 3.4) соответствуют приведенному ранее лабораторному стенду.
15
4 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЛАБОРАТОРНОГО СТЕНДА
4.1 Определение массы деталей конструкции
Измерение массы проведено путем взвешивания с помощью тензодат-
чика BCL-2L подключенного к весовому модулю SIWAREX M контролера
Siemens S7-300. Результаты взвешивания приведены в таблице 4.1.
Таблица 4.1 – Масса деталей
Наименование |
Масса, г |
Наименование |
Масса, г |
Общая масса платформы с дисками |
218,7 |
Диск |
7,34 |
- с первым диском |
211,05 |
Акселерометр |
6,5 |
- со вторым диском |
210,2 |
Скрепка |
2,3 |
- без дисков |
201 |
Гайка |
0,675 |
Используемая часть упругого элемента |
8,9 |
Болт |
1,288 |
Масса подвижной платформы включает в себя общую массу платфор-
мы с двумя дисками, массу использованой части линейки, массу акселеро-
метра и массу двух скрепок и составляет m = 0,248 кг.
4.2 Определение параметров механической части системы
С целью определения коэффициента упругости проведен эксперимент,
схема которого показана на рис. 4.1. Эксперимент проводился с одним рабо-
тающим дебалансным двигателем.
Сx |
|
m |
|
|
Рисунок 4.1 – Кинематическая схема эксперимента
16
В данном эксперименте использовался известный эффект Зоммерфель-
да [9], заключающийся в том, что в зоне резонанса частота вращения деба-
ланса не зависит от момента двигателя (в определенных пределах), и равна частоте собственных колебаний механической системы.
Таким образом, в эксперименте с помощью дебалансного вибродвига-
теля возбуждаются и поддерживаются колебания, частота которых определя-
ет коэффициент упругости.
Ускорение платформы измерялось акселерометром ADXL210E, под-
ключенным к осциллографу DS1042C. График вынужденных колебаний платформы x(t) , соответствующий напряжению питания двигателя U1=5 В
приведен на рис 4.2.
Рисунок 4.2 – Вынужденные колебания платформы
На основании графика найден период колебаний
T |
9 20 |
45 мс , |
(4.1) |
|
4 |
||||
|
|
|
и рассчитана угловая скорость
|
2 |
|
2 |
139.62c 1 . |
(4.2) |
|
T |
92 10 3 |
|||||
|
|
|
|
17
С учетом указанного ранее эффекта считаем вынужденную частоту колеба-
ний равной собственной частоте
0 |
|
C x |
|
, |
(4.3) |
|
|||||
|
|
m |
|
Из (4.3) коэффициент упругости:
Cx 0 |
2 m , |
(4.4) |
что в численном выражении составит
Cx (2 23)2 247.72 10 3 5173.4 H м .
Была определена амплитуда А = 3,06 мм колебаний системы с помо-
щью самописца и найден коэффициент приведения напряжения акселеромет-
ра в ускорение.
Рисунок 4.3 – Амплитуда колебаний системы
Ускорение находим из следующей формулы:
A 2 59.65 м / с2 . |
(4.5) |
18
Находим коэффициент акселерометра:
при U a 0.7 В - амплитудное значение выходного напряжения акселерометра при ускорении 59.65 м / с2
K |
A 2 |
|
59.65 |
85.21 |
м |
. |
||
U a |
0.7 |
|
с2 |
В |
||||
|
|
|
|
|
||||
Дифференциальное уравнение |
свободных затухающих |
ний линейной системы определяется как
x 2Kx 0x 0.
где К – коэффициент затухания,
0 - частота собственных колебаний, с-1.
Решением дифференциального уравнения (4.7) является [10]:
|
|
|
t |
|
|
|
|
||
x(t) A |
e |
cos( t ) , |
||
0 |
|
|
|
|
где A0 – начальная амплитуда, м;
- фаза,
- время релаксации, K1 ;
- частота вынужденных колебаний, Cmx K 2 .
(4.6)
колеба-
(4.7)
(4.8)
По формуле (4.8) было проведено моделирование затухающих колеба-
ний в среде Microsoft Excel с помощью подбора значений коэффициента за-
туханий K , внешним периферийным пультом и сравнение с данными экспе-
римента рис. 4.4.
19
Рисунок 4.4 – Переходные процессы затуханий в реальной и математической
модели
4.3 Определение электромеханических характеристик двигателя
С целью определения конструктивного коэффициент двигателя Се, отражающего зависимость ЭДС двигателя от угловой частоты вращения проведен эксперимент, схема которого изображена на рис. 4.5.
Рисунок 4.5 – Схема эксперимента
20
В данном эксперименте использовался эффект вибрационного поддер-
жания вращения. Вначале на оба двигателя подавалось питание порядка 4 В,
затем, после разгона и входа в синхронизм, питание двигателя М2 отключа-
лось, а его вращение сохранялось за счет колебаний платформы. В указанном режиме плавно снижая напряжение питания U1 определялась частота враще-
ния двигателей равная частоте колебаний платформы и ЭДС двигателя М2
равная напряжению U2. Результаты эксперимента и проведенных на его ос-
новании расчетов приведены в таблице 4.2.
Численное значение коэффициента составляет Се =0,00577.
Таблица 4.2 – Данные эксперимента и результаты расчета
№ |
|
ЭКСПЕРИМЕНТ |
|
|
|
|
РАСЧЕТ |
|
|
|||
опыта |
U1, V |
I1, mA |
U2, V |
|
n*T, ms |
n |
T, ms |
f, Hz |
w, rad/s |
|
Сe, .10-3 |
U2_, V |
1 |
3,88 |
>200 |
1,53 |
|
117 |
5 |
23,40 |
42,74 |
268,5 |
|
5,70 |
1,55 |
2 |
3,68 |
>200 |
1,48 |
|
97 |
4 |
24,25 |
41,24 |
259,1 |
|
5,71 |
1,50 |
3 |
3,48 |
190 |
1,44 |
|
100 |
4 |
25,00 |
40,00 |
251,3 |
|
5,73 |
1,45 |
4 |
3,28 |
172 |
1,43 |
|
102 |
4 |
25,50 |
39,22 |
246,4 |
|
5,80 |
1,42 |
5 |
3,08 |
156 |
1,39 |
|
105 |
4 |
26,25 |
38,10 |
239,4 |
|
5,81 |
1,38 |
6 |
2,88 |
149 |
1,32 |
|
110 |
4 |
27,50 |
36,36 |
228,5 |
|
5,78 |
1,32 |
7 |
2,68 |
132 |
1,26 |
|
115 |
4 |
28,75 |
34,78 |
218,5 |
|
5,77 |
1,26 |
8 |
2,48 |
120 |
1,19 |
|
91 |
3 |
30,33 |
32,97 |
207,1 |
|
5,74 |
1,20 |
9 |
2,28 |
105 |
1,15 |
|
95 |
3 |
31,67 |
31,58 |
198,4 |
|
5,80 |
1,15 |
10 |
2,08 |
92 |
1,07 |
|
104 |
3 |
34,67 |
28,85 |
181,2 |
|
5,90 |
1,05 |
11 |
1,98 |
|
|
|
Выход из режима синхронизма |
|
|
Рисунок 4.6 – Зависимость напряжения от угловой скорости