- •Оглавление
- •Глава 1. Виброзащитные системы. Состояние и задачи исследования……5
- •Глава 2. Синтез системы виброзащиты на основе методики аналитического конструирования виброзащитных систем в случае детерминированных возмущений………………………………………………………………………22
- •Введение
- •Глава 1 Виброзащитные системы. Состояние и задачи исследования
- •Проблема виброзащиты
- •Постановка задачи параметрической оптимизации виброзащитной системы
- •1.3 Синтез линейной динамической модели с одной степенью свободы
- •1.4 Синтез линейной динамической модели с двумя степенями свободы
- •1.5 Синтез нелинейных моделей
- •Глава 2 Синтез системы виброзащиты на основе методики аналитического конструирования виброзащитных систем в случае детерминированных возмущений
- •Аналитическое конструирование виброзащитных систем.
- •Синтез виброзащитной системы, содержащей пассивные и активные элементы
- •Частный случай синтеза виброзащитной системы, содержащей пассивные и активные элементы
- •Модельные примеры
- •Заключение
- •Список исполльзованных источников
1.3 Синтез линейной динамической модели с одной степенью свободы
Согласно уравнению
(1.3.1)
где
вынужденные колебания описываются зависимостью
(1.3.2)
Здесь - фазочастотная характеристика,
(1.3.3)
Где - это коэффициент рассеяния; ;
Потребуется, чтобы при отсутствии диссипации выполнялось тогда на основании (1.3.3)
(1.3.4)
Условия (1.3.4) не зависят от ω. Это означает, что ; при этом что свидетельствует о нетривиальной ситуации, когда амплитудно-частотная характеристика для данной гармоники j не зависит от частоты возмущения ω. При учёте линейной силы сопротивления имеем при резонансном соотношении частот (jz=1) парадоксальный результат: соответствующая «резонансная» амплитуда обращается в нуль. Физический смысл этого эффекта связан с частотным совмещением резонанса с антирезонансом, причём в этом динамическом конфликте «побеждает» антирезонанс.
Далее обратимся к важным приложениям. Если в качестве циклового механизма выбрать синусный механизм, то и при j>1. При этом безразмерная амплитудно-частотная характеристика приобретает вид, показанный на рис.2. Здесь принято принимая во внимание физическое происхождение выявленного динамического эффекта, в резонансной зоне можно ожидать повышенную чувствительность к точности частотной настройки. Можно показать, что при требовании левая часть первого из условий (1.3.4) не должна превышать по абсолютной величине .
Для кривошипно-ползунного механизма (рис.1, в) функция положения с достаточной точностью может быть описана бигармонической функцией
Где r – радиус кривошипа; l – длина шатуна.
Потребуем, чтобы для основной гармоники j=1 удовлетворялось условие (1.3.4). Тогда при z=1 (ω=p) имеем а при получим
; (1.3.5)
При этом предполагается, что масса шатуна статически размещена между шарнирами А и В. Из (1.3.5) следует, что при уравновешивании кривошипа (R=0) на резонансной частоте по второй гармонике
1.4 Синтез линейной динамической модели с двумя степенями свободы
Обратимся к динамической модели с двумя степенями свободы, которой отвечает система дифференциальных уравнений
(1.4.1)
Не сужая общности в постановке задачи, произведём параметрический синтез колебательной системы с аномальными свойствами для случая моногармонического возбуждения.
При отсутствии диссипации (δ=0) и R=r амплитуда вынужденных колебаний платформы A1 определяется следующим образом:
(1.4.2)
Введём следующие условные обозначения:
Можно показать, что обращается в нуль при
(1.4.3)
Условие (9) свидетельствует о том, что частотный фактор z может быть исключён из этого уравнения лишь при , т.е. для системы с одной степенью свободы. Поэтому в данном случае речь идёт не о постоянстве амплитуды, а об условии экстремума. Тем не менее левая часть условия (1.4.3) характеризует уровень производной , поэтому её малые значения могут быть использованы для получения квазипостоянных амплитуд вынужденных колебаний. С этой целью примем относительно малые значения и введём одно из дополнительных требований вида
(1.4.4)
(1.4.5)
В первом случае, отвечающем условию (1.4.4), обращается в нуль коэффициент при , а при условии (1.4.5) – свободный член. Как показал анализ, с позиции поставленной задачи более предпочтительным оказывается условие (11). При этом имеют место два экстремума – при и
Можно показать, что эти экстремумы являются «слабыми», что проявляется в малых изменениях производной в окрестностях этих значений. Последнее, естественно, свидетельствует о квазипостоянном характере изменения амплитуд.
При соблюдении условия (1.4.4) и Интересно, что в этом случае амплитуды вынужденных колебаний при и совпадают.
Далее для корректного учёта частотно независимой диссипации, характерной для реальных механизмов, осуществим переход к нормальным координатам согласно зависимостям
(1.4.6)
Здесь и - коэффициенты формы, определяемые как корни следующего квадратного уравнения
Где
После эквивалентной линеаризации диссипативных сил запишем
(1.4.7)
Где
приведение к соответствующей форме коэффициенты эквивалентного линейного сопротивления.
На основании (1.4.7) амплитуда вынужденных колебаний определяется как
(1.4.8)
Здесь
при при
Где
- правая часть соответствующего уравнения (1.4.7); - приведённый коэффициент рассеяния.
При необходимости, как и для модели степенью свободы, в зоне первого резонанса можно обеспечить условие A1=0 за счёт параметра .
Анализируя зависимость (1.4.2), можно убедиться в том, что при в числителе вместо m1 следует подставить , в то время как знаменатель остаётся неизменным. Это свидетельствует о том, что параметр ρ влияет лишь на частотную настройку функции возмущения, не влияя на значение собственных частот. Потребуем, чтобы при числитель функции (1.4.2) обратился в нуль. Тогда
(1.4.9)
Принимая во внимание, что где получаем Для принятых исходных данных При указанных коррективах амплитуда вынужденных колебаний при обращается в нуль.