Как работает гаситель крутильных колебаний

ФРИКЦИОННЫЕ ГАСИТЕЛИ КОЛЕБАНИЙ

Назначение и виды гасителей колебаний

Качество рессорного подвешивания вагонов определяется гибкостью их упругих элементов (рессор, пружин). Чем более гибки рессоры, тем лучше они смягчают толчки, возникающие при движении вагона по неровности пути. Однако с увеличением гибкости рессор возрастают свободные колебания кузова, поэтому кузов вагона будет долго раскачиваться на рессорном подвешивании. Для гашения этих колебаний в рессорном подвешивании тележек грузовых и пассажирских вагонов наряду с пружинами применяют особые устройства, называемые гасителями колебаний. Работая одновременно с пружинами, гасители колебаний создают диссипативные (рассеивающие) силы, необходимые для гашения или ограничения амплитуд колебаний вагона или его частей при резонансе.
По виду диссипативных сил основные конструкции гасителей колебаний, применяемые в вагонах, можно разделить на следующие группы:

1. фрикционные, работающие за счет сухого трения;
2. гидравлические, работающие за счет вязкого трения, возникающего при перетекании масла через узкие калиброванные отверстия;

Резиновые рессоры и пневморессоры имеют диссипативные силы, аналогичные силам сопротивления вязкого трения.
Листовые рессоры относятся к фрикционным гасителям с сухим трением.
Кроме перечисленных основных типов гасителей колебаний, имеются гасители, создающие силы сопротивления вязкого и сухого трения (резинофрикционные, резиногидравлические и др.).

Устройство фрикционных гасителей колебаний

Гаситель колебаний с постоянной силой трения показан на рисунке.

В пазах 5 надрессорной балки с каждой стороны вмонтирован башмак 2, в котором помещены стакан 3 и пружина 4. Стакан 3 прижат пружиной 4 к фрикционной планке 1 боковой рамы тележки. Сила трения этого гасителя возникает при относительном перемещении стакана 3 и фрикционной планки 1. Величина силы трения зависит от усилия предварительного сжатия пружины и её жёсткости, а также от коэффициента трения между стаканом и фрикционной планкой.Существенным недостатком фрикционных гасителей с поступательным движением час­тей является неравномерный износ их частей в процессе эксплуатации, вследствие чего изменяется характеристика гасителя.
Этих недостатков не имеет дисковый фрикционный гаситель колебаний, изображенный на следующем рисунке.

Дисковый фрикционный гаситель колебаний с постоянной
силой трения: 1, 3 – поводок; 2 – фрикционная прокладка;
4 – болт; 5 – резиновая прокладка; 6 – диск; 7 – пружина

Такой гаситель имеет стальной диск 6, соединенный с поводком 1, который при помощи пружины 7, болта 4, поводков 3 и резиновых прокладок 5 зажат между двумя фрикционными прокладками 2 из асбестовой массы. Поводками 1 или 3 гаситель крепится к рессорному подвешиванию вагона. При относительном перемещении поводков 1, 3 и соответственно диска 6 и прокладок 2 возникают силы трения постоянной величины. Сила трения регулируется сжатием пружин 7.

Фрикционный гаситель колебаний для тележек грузовых вагонов модели 18-100

Наибольшее распространение в тележках грузовых вагонов получил клиновый фрикционный гаситель колебаний. Принцип его действия показан на рисунке. Он состоит из двух клиньев 2, на которые сверху опирается надрессорная балка тележки 1; в этом месте надрессорная балка имеет наклонные поверхности (показана зеленой трапецией). Благодаря наклонной поверхности вертикальная сила раскладывается на две составляющие. Горизонтальная составляющая порождает силу трения между клином и специальной фрикционной планкой 3. Вследстивие трения и гасятся колебания.

Клиновой гаситель колебаний, имеющий силы трения, пропорциональные перемещениям, но различной величины для нисходящего и восходящего движений, применён практически во всех тележках грузовых вагонов. Силы трения в этих гасителях возникают при относительном вертикальном и горизонтальном перемещениях трущихся поверхностей клиньев 1 по фрикционным планкам 2, укреплённым на колонках боковых рам тележки. Следовательно, клиновые гасители могут гасить вертикальные и горизонтальные колебания . Они отличаются простотой конструкции, надёжностью в эксплуатации и широко применяются в тележках грузовых вагонов.

Фрикционный клиновой гаситель колебаний тележки модели 18-100:
1 – фрикционный клин; 2 – фрикционная планка; 3 – пружины рессорного
комплекта; 4 – боковая рама тележки; 5 – надрессорная балка тележки

На данном рисунке хорошо видны фрикционные клинья (фиолетовым цветом)

На фото показаны фрикционные планки, приклепанные к центральному проему боковой рамы

А это — фрикционные клинья, лежащие на крайних пружинах рессорного комплекта

На этой фотографии хорошо видны и клинья и фрикционные планки.
Кликните по рисунку, если хотите посмотреть крупнее

Гаситель колебаний трехосной тележки УВЗ-9М

На рисунке приведен гаситель колебаний 3-осной тележки типа УВЗ-9М.

Гаситель колебаний трехосной тележки УВЗ-9М:
1 — прокладка; 2 — нажимной конус: 3 — раздвижные клинья; 4 — опорное кольцо; 5 — пружина; 6 — стакан

Этот гаситель имеет переменные силы трения, пропорциональные перемещениям. Нагрузка от надрессорной балки тележки через прокладку 1 и нажимной конус 2 передаётся на два раздвижных клина 3. При деформациях рессорного комплекта эти раздвижные клинья перемещаются внутри стакана 6, прижимаясь к последнему, благодаря чему между их цилиндрическими поверхностями развиваются силы трения. Восстановление сжатого гасителя обеспечивается пружиной 5, размещённой между фланцем стакана 6 и опорным кольцом 4.

Фрикционный гаситель колебаний пассажирских тележек

В буксовом подвешивании тележек типов КВЗ-5, КВЗ-ЦНИИ, ТВЗ-ЦНИИ-М пассажирских вагонов установлены фрикционные гасители, размещённые внутри наружных пружин 11 буксового рессорного подвешивания.

Фрикционный гаситель колебаний тележки КВЗ-ЦНИИ с переменной силой трения: 1 – шпинтон; 2 – втулка шпинтона; 3 – внутренняя пружина; 4 – нажимное кольцо; 5 – фрикционный сектор; 6 – резиновая прокладка; 7 – тарельчатая рессора; 8 – корончатая гайка; 9 – металлическая прокладка; 10 – кожух; 11 – наружная пружина

В этом гасителе имеется втулка шпинтона 2, надетая на шпинтон 1 рамы тележки. Вокруг втулки расположены шесть фрикционных конусных секторов 5. В комплект гасителя входят: верхнее и нижнее опорные (нажимные) кольца 4, внутренняя пружина 3. Упругие элементы подвешивания совместно с гасителями колебаний амортизируют толчки, уменьшают динамические силы и повышают плавность хода. Принцип действия гасителя колебаний основан на возникновении сил трения между фрикционными секторами 5 и втулкой шпинтона 2 при их взаимных смещениях во время колебаний рамы тележки относительно буксы. Под давлением пружины 3 конусные нажимные кольца 4 прижимают секторы 5 к втулке 2. Сила прижатия секторов 5 к втулке шпинтона 2 определяется жёсткостью внутренней пружины 3 и углом наклона опорных поверхностей колец 4 и секторов 5. На нарезную часть шпинтона 1 навёртывается корончатая гайка 8, под которую ставится тарельчатая рессора 7, предназначенная для фиксации втулки шпинтона 2. Отличие от всех предыдущих гасителей в том, что клинья здесь не раздвигаются, а наоборот ссдвигаются, прижимаясь к фрикционной втулке.
Для уменьшения высокочастотных колебаний рамы и снижения шума под наружную пружину 11 ставят по две резиновые прокладки 6, защищаемые от истирания металлическими кольцами 9. Причём верхнее кольцо сварено за одно целое с кожухом 10.
Расположение частей гасителя колебаний внутри пружины 11 затрудняет его осмотр и смену в процессе эксплуатации вагона.
Одним из основных недостатков всех фрикционных гасителей колебаний является то, что они имеют большие силы трения покоя, препятствующие прогибам рессорного подвешивания, когда величина возмущающей силы меньше силы трения самого гасителя.

Статьи:

Возможность оперативной технической диагностики механического оборудования, в частности контроля технического состояния силиконового демпфера крутильных колебаний судового двигателя внутреннего сгорания — важная составляющая безаварийной работы силового блока.

Известен способ контроля технического состояния силиконового демпфера посредством измерения крутильных колебаний (торсиографирования) системы двигатель — силиконовый демпфер — валопровод — винт. Данный способ позволяет оценить общее техническое состояние силиконового демпфера, так как выявляет запретные зоны частот вращения и остаточный ресурс демпфера до следующего контрольного торсиографирования.

Но способ имеет свои недостатки: нельзя определить тип неисправности демпфера, что не позволяет ее своевременно устранить. Остаточный ресурс демпфера допускает эксплуатацию его в неисправном состоянии, что может вызвать поломку элементов системы валопровода, тем более, что на результат измерения крутильных колебаний оказывают влияние также неисправности других элементов указанной системы: проворачивание шеек в щеках коленчатого вала; ослабление креплений на валопроводе маховика, гребного винта, жестких противовесов коленчатого вала; повреждение гребного винта или уменьшение его шага. Кроме того, данный способ сложно использовать в качестве оперативного контроля технического состояния демпфера, так как требуется применение специальной аппаратуры, выполнение предварительных работ по установке датчиков, время на проведение испытаний, обработку данных и т.д.

Известно также устройство контроля технического состояния силиконового демпфера крутильных колебаний коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания на основе принципа старения силиконовой жидкости при температуре эксплуатации, близкой к критической, что приводит к снижению модуля сдвига жидкости и, соответственно, к изменению амплитуды и частоты крутильных колебаний. В этом случае реализуется способ контроля технического состояния силиконового демпфера посредством измерения температуры силиконовой жидкости, скорости перемещения инерционной массы относительно корпуса и времени работы демпфера при критической температуре.

Данное устройство имеет следующие недостатки: невозможно обнаружить неисправности, возникающие при температуре эксплуатации значительно ниже критической; не позволяет оценить техническое состояние силиконовой жидкости, а именно: вязкость, температуру вспышки и механические примеси.

Еще одно техническое решение — контроль технического состояния силиконового демпфера посредством анализа пробы, включающей измерение и сравнение с предельно допустимыми значениями браковочных показателей: вязкости, температуры вспышки и механических примесей. В этом способе браковочные показатели силиконовой жидкости в демпфере имеют следующие предельно допустимые значения: вязкость не выше ±30% от первоначальной вязкости; количество механических примесей не более 3%; температура вспышки не ниже 200°С.

Указанный способ имеет следующие недостатки: является разрушающим способом контроля — для отбора пробы силиконовой жидкости требуется производить в демпфере вскрытие технологических отверстий. Регулярный отбор пробы снижает работоспособность демпфера — необходимо доливать силиконовую жидкость в объеме взятой пробы. Метод нельзя использовать для оперативного контроля, так как анализ силиконовой жидкости следует производить в химической лаборатории, имеющей соответствующее оборудование.

Относительно недавно предложен еще один способ контроля технического состояния силиконового демпфера, который позволяет решить следующие технические задачи: повысить оперативность контроля; исключить применение разрушающих методов контроля, повысить надежность и долговечность силиконового демпфера.

В данном способе, как и в предыдущем, контроль технического состояния силиконового демпфера крутильных колебаний двигателя осуществляется посредством анализа пробы силиконовой жидкости и сравнение с предельно допустимыми значениями браковочных показателей: вязкости, температуры вспышки и механических примесей.

Отличие от предыдущего метода заключается в том, что после эксплуатации двигателя в течение одного часа измеряют разность температур Δt между корпусом демпфера и соседней деталью двигателя и при разности температур Δt 50°С, характеризующей наличие в силиконовом демпфере неисправности, проводят упомянутый анализ пробы силиконовой жидкости, причем предельно допустимое значение вязкости составляет ±50% от первоначальной вязкости, а в состав браковочных показателей дополнительно включают наличие запаха.

Для измерения температуры силиконового демпфера используют портативный термометр, предназначенный для измерения на неровных поверхностях.

Способ осуществляют следующим образом. Производят запуск двигателя и эксплуатируют его в течение одного часа. Затем после остановки двигателя измеряют температуру корпуса демпфера. После чего производят измерение температуры соседней детали двигателя, работающей в одинаковых температурных условиях с демпфером. Для обнаружения неисправности в работе демпфера в качестве контролирующего параметра используют значение Δt, которое равно разности температур между температурой корпуса демпфера и температурой соседней детали двигателя.

Эксплуатация двигателя в течение одного часа при проведении температурного неразрушающего контроля требуется для стабилизации температурного режима работающего демпфера. Применение разности температур Δt для контроля технического состояния силиконового демпфера позволяет исключить температурное влияние, связанное с местом расположения демпфера (внутри или вне картера двигателя).

Установлено, что разность температур Δt в интервале 3°С≤Δt≤50°C свидетельствует о работоспособности демпфера, а разность температур Δt 50°С свидетельствует о наличии неисправности в силиконовом демпфере. В этом случае необходимо вскрыть технологические отверстия демпфера и произвести отбор и анализ пробы силиконовой жидкости. При этом браковочные показатели этой жидкости в демпфере должны иметь следующие предельно допустимые значения:

• вязкость — не выше ±50% от первоначальной вязкости;
• механические примеси — не более 3%;
• температура вспышки — не ниже 200°С;
• запах — отсутствие.

Выявление в результате анализа силиконовой жидкости любого браковочного показателя является основанием для замены этой жидкости на свежую.

Критической для демпфера является температура 200°С. Начиная с этой температуры, происходит разрушение силиконовой жидкости с образованием целого ряда летучих и жидких веществ, среди которых присутствует формальдегид и муравьиная кислота, обладающие характерным резким запахом. Поэтому, контроль за появлением запаха силиконовой жидкости позволяет судить об изменении ее свойств, в том числе вязкости.

Данный способ контроля силиконового демпфера позволяет обнаруживать неисправности и производить ремонтные работы, включая замену силиконовой жидкости на свежую, прямо на судне без демонтажа демпфера.

Создание, продвижение сайта — «Arokh Studio» ©2008—2021

Демпфер крутильных колебаний

Снятие (автомобильный двигатель)

• Снимите ремень привода вентилятора и насоса охлаждающей жидкости, см. соответствующий раздел.

• Снимите ремень привода генератора, см соответствующий раздел.

• Выверните два противоположных болта крепления демпфера крутильных колебаний и шкива коленвала. Установите вместо них направляющие шпильки.

• Выверните оставшиеся десять крепежных болтов.

• Снимите шкив и демпфер.

• Снимите направляющие шпильки.

ВНИМАНИЕ! Для снятия не используйте молоток или другие ударные инструменты.

Снятие (промышленный двигатель и генераторные установки)

• Снимите ремень привода вентилятора и насоса охлаждающей жидкости, см. соответствующий раздел.

• Снимите ремень привода генератора, см. соответствующий раздел.

• Снимите натяжитель ремня привода вентилятора и насоса охлаждающей жидкости, см. соответствующий раздел.

Вентилятор или механизм отбора мощности с приводом от коленвала

• Извлеките адаптер коленчатого вала (1) из шкива (2).

• Выверните два противоположных болта крепления шкива и вверните вместо них направляющие шпильки.

• Выверните оставшиеся четыре крепежных болта. Снимите шкив (4). демпфер крутильных колебаний (3), адаптер (2) и дополнительный демпфер (1).

ВНИМАНИЕ! Во избежание повреждения демпфера крутильных колебаний не используйте для его снятия молоток или другие ударные инструменты.

• Выверните направляющие шпильки.

Вентилятор или механизм отбора мощности без привода от коленвала

• Снятие демпфера крутильных колебаний аналогично описанному выше. Отличие — в конструкции отсутствует адаптер.

ВНИМАНИЕ! При повреждениях носка коленвала демпфер крутильных колебаний подлежит замене.

• Очистите демпфер крутильных колебаний растворителем.

Проверка для повторного использования

• Проверьте монтажную поверхность диска демпфера и отверстия на предмет наличия трещин. Проверьте корпус демпфера на предмет наличия вмятин или вздутий. В случае необходимости замените демпфер.

• Удалите краску с поверхности демпфера в четырех местах, как показано на рис. Измерьте толщину демпфера в двух местах на каждой из четырех очищенных поверхностей. Разница между значениями любых двух измерений не должна превышать 0.25 мм.

• Нанесите на демпфер слой аэрозоля SKD-NF (детектор дефектов) или подобного. Нагревайте демпфер в печи при температуре 93’С в течение 2 часов.

ВНИМАНИЕ! Используйте защитные перчатки.

• Извлеките демпфер из печи и проверьте на наличие утечек. Если обнаружены утечки, замените демпфер.

• Установка производится в порядке, обратном снятию. Перед установкой убедитесь, что все детали чистые, сухие и не имеют задиров, заусенцев и других повреждений. Перед установкой крепежных болтов нанесите на резьбы тонкий слой масла 15W-40. Момент затяжки крепежных болтов демпфера крутильных колебаний и шкива коленвала 175 Нм. Момент затяжки крепежных болтов адаптера 175 Нм.

Измерение эксцентриситета

• Очистите боковую поверхность демпфера. Установите на крышку картера шестерен циферблатный индикатор, см. рис. Расположите измерительный наконечник циферблатного индикатора на боковой поверхности демпфера. Проверните коленвал на один полный оборот. Считайте показания индикатора. Замените демпфер, если эксцентриситет превышает 0,28 мм.

Измерение биения

• Очистите внешнюю поверхность демпфера. Установите на крышку картера шестерен циферблатный индикатор, см. рис. Рас

положите измерительный наконечник циферблатного индикатора на внешней поверхности демпфера. Толкните коленвал вперед или назад. Установите индикатор на «0».Проверните коленвал на один полный оборот, сохраняя преднее или заднее расположение. Считайте показания индикатора. Замените демпфер, если биение превышает 0.28 мм.

Маневровые локомотивы

Общие понятия о крутильных колебаниях коленчатого вала дизеля. Антивибраторы

Чтобы ответить на вопрос, что такое крутильные колебания вала дизеля, представим себе стальной стержень, один конец которого жестко закреплен, а на другом находится маховик. Стержень возле маховика опирается на подшипник. Если к маховику приложить вращающий момент, то благодаря упругой деформации скручивания стержня маховик повернется на некоторый угол ф (рис. 66, а). Если отпустить маховик, произойдет упругое его раскручивание. Маховик, обладая некоторой массой и моментом инерции, начнет колебаться. Частота колебаний (число колебаний в секунду) маховика будет зависеть от массы, от распределения массы в зависимости от удаления ее от центра вращения, от жесткости стержня при кручении. Колебательная система — маховик — стержень, обладая определенными моментом инерции и жесткостью, будет иметь вполне определенную частоту колебаний (собственную частоту колебаний). Такие колебания системы, вызванные единичным приложением вращающего момента, называют свободными или собственными крутильными колебаниями. Если к системе (к стержню и маховику) не прикладывать повторно вращающий момент, то колебания будут постепенно затухать и маховик наконец остановится, заняв первоначальное свое положение в состоянии покоя. Затухание колебаний происходит вследствие трения стержня в подшипнике, маховика о воздух, а также из-за внутримолекулярного трения в стержне. При колебаниях маховик поворачивается относительно своего первоначального положения на некоторый угол ф в ту и другую сторону и при затухающих колебаниях этот угол будет непрерывно уменьшаться. Отклонение маховика от первоначального положения называют амплитудой колебаний. При затухании колебаний независимо от уменьшения амплитуды частота колебаний остается постоянной. Очевидно, что для поддержания колебаний маховика нужно периодически прикладывать к нему внешний (возмущающий) момент.

Крутильные колебания, возникающие под влиянием внешних сил, называются вынужденными. Частота вынужденных колебаний равна частоте приложения возмущающих сил. Если частота вынужденных крутильных колебаний совпадает с частотой собственных, то возникает явление резонан-са.При этом амплитуда колебаний будет возрастать до максимального размера, что может привести систему к разрушению. Рассмотренная выше система стержень-маховик имеет только одну частоту собственных колебаний и называется простой одномассовой системой. Если на длинном валу закрепить через определенные промежутки несколько маховиков и повернуть их на некоторый угол, закрутив тем самым участки вала между маховиками, а затем отпустить, то получим сложные крутильные колебания такой уп-

Рис 66. Одномассовая (а) и многомассовая (б) системы крутильных колебаний

ругой многомассовой системы. Система будет иметь не одну частоту собственных колебаний, а несколько (на единицу меньше числа закрепленных маховиков).

Коленчатый вал дизеля можно также представить себе состоящим из упругих участков, между которыми закреплены массы, представляющие собой кривошипы с присоединенными к ним шатунами и поршнями. К этой системе добавляется также вращающаяся масса якоря генератора, присоединенного к коленчатому валу через дизель-генераторную муфту.

Во время работы дизеля на коленчатый вал действуют усилия от давления газов на поршни и инерционные усилия от движущихся частей. Воздействия эти регулярно повторяются в определенной последовательности и с частотой, пропорциональной частоте вращения коленчатого вала. Благодаря переменному характеру приложения вращающего момента массы, закрепленные на валу, будут совершать крутильные колебания, при которых происходит периодическое закручивание и раскручивание упругих участков вала. Крутильные колебания накладываются на установившееся вращение вала. Так как коленчатый вал дизеля имеет несколько вращающихся масс, то он имеет и несколько собственных частот крутильных колебаний. Например, коленчатый вал дизеля ПД1М, несущий шесть цилиндровых масс и массу генератора, имеет шесть собственных частот колебаний 5100, 13 700, 22 000 кол/мин и т. д. При работе дизеля частота изменения возмущающих сил — сил инерции и сил от давления газов — пропорциональна частоте вращения вала. Частоту возмущающей силы, равную частоте вращения вала дизеля (яд), называют основной частотой, или 1-й гармоникой. Возмущающие силы в дизелях обычно состоят из нескольких гармоник. Если частота какой-либо гармонической составляющей совпадает с одной из собственных частот валопровода, то наступает резонанс. Частота вращения вала, при которой возникает резонанс, называется критической. Работа дизеля при критической частоте недопустима, так как при этом наблюдается тряска его, быстрый износ и разрушение подшипников, а иногда поломка коленчатого вала и других деталей.

Чтобы предотвратить эти явления, изменяют размеры вала, маховые массы, расположение их, увеличивают жесткость вала, уменьшают массу поршневой группы, с тем чтобы рабочий диапазон вращения вала удалить от критической частоты. Однако часто бывает и этого недостаточно, тогда для гашения резонансных крутильных колебаний применяют демпферы (гасители) или маятниковые антивибраторы. Устанавливают их обычно на конце вала.

Демпферы создают сопротивления крутильным колебаниям и гасят их энергию и при резонансных частотах снижают амплитуду углов поворота масс. Антивибраторы изменяют частоты собственных колебаний вала так, чтобы они не совпадали с гармоническими составляющими возбуждающих моментов. Поясним работу маятникового антивибратора на простой схеме, показанной на рис. 67, а, б, в.

Прохождение груза из одного крайнего положения в другое, а затем возвращение его в первоначальное крайнее положение называется полным колебанием, а время прохождения грузов указанного расстояния — периодом колебания. На схеме (см. рнс. 67, а) груз А подвешен на стержне и при приложении силы совершает свободные колебания с определенной угловой амплитудой, максимальное значение которой составляет фь Подвесив к системе дополнительный груз Б (см. рис. 67, б) и приложив ту же силу, что и в первом случае, мы заметим, что амплитуда колебаний грузов будет меньше, о чем можно судить по углу ф2, и частота свободных колебаний будет другой чем частота колебаний груза А.

На этом принципе устроены и тепловозные антивибраторы маятникового типа. К диску 1 вала по периметру подвешиваются с ограниченной подвижностью дополнительные грузы 3 (см. рис. 67, в), положение которых при вращении вала определяет частоту и амплитуду свободных колебаний вала. При равномерном вращении вала (ускорение е = 0) грузы 3 остаются в среднем положении. Если по какой-либо причине частота вращения вала начинает возрастать (е>0), приближаясь к критической, грузы 3 в силу своей инерционности будут сохранять первоначальную частоту вращения, отклоняясь назад и препятствуя закручиванию вала. При этом изменяется частота собственных его колебаний. Таким образом, колебательная система в резонанс не войдет вследствие изменения частоты собственных колебаний. И, наоборот, при уменьшении

Рис. 68. Антивибратор:

1 — ступица; 2 груш; 3 — втулка; 4 — планка; «> пяльцы частоты вращения (е

Гаситель крутильных колебаний

Выбор наружного диаметра ступицы и числа пружин гасителя производится в зависимости от наружного диаметра фрикционного кольца ведомого диска .

Радиус окружности, на которой расположены пружины, выбирают в зависимости от наружного диаметра фланца ступицы. В выполненных конструкциях радиус

мм.

Длины окон, в которых установлены пружины, примерно равны 25…27 мм.

Число пружин гасителя обычно шесть или восемь, редко – больше. Параметры пружин: диаметр проволоки мм; средний диаметр витка мм; наружный диаметр пружины мм; рабочее число витков ; полное число витков ; жесткость пружины 100…300 Н/мм, т.е. очень жесткие, поэтому отношение среднего диаметра пружины к диаметру проволоки .

Максимальное усилие сжимающее пружину гасителя:

, Н, (26) [ 4 ]

где – число пружин гасителя.

Принимая во внимание большую жесткость пружин гасителя, напряжение пружины следует вычислять с учетом кривизны витка

, МПа, (27) [ 4 ]

где – коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины;

; (28) [ 4 ]

. (29) [ 4 ]

Для пружинной стали допускаемое напряжение МПа.

Пример расчета гасителей крутильных колебаний:

Для наружного диаметра фрикционного кольца ведомого диска сцепления

D = 160 мм, примем число пружин гасителя – 6, наружный диаметр фланца ступицы – 124мм.

Радиус окружности, на которой расположены пружины мм.

Длины окон, в которых установлены пружины 25 мм.

— диаметр проволоки мм;

-средний диаметр витка мм;

-наружный диаметр пружины мм;

-рабочее число витков ;

-полное число витков ;

-жесткость пружины 100 Н/мм, т.е. очень жесткие, поэтому отношение среднего диаметра пружины к диаметру проволоки .

Максимальное усилие сжимающее пружину гасителя:

, Н,

Коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины:

МПа

Значение расчетного напряжения удовлетворяет условию прочности,τ ≤ [ τ ].

Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.005 сек.)

Как работает гаситель крутильных колебаний

Заметим, что при составлении расчетной модели приведенной крутильной системы не учитывались переменные силы внутреннего трения в материале коленчатого вала (упругий гистерезис), так как они невелики по сравнению с силами жидкостного трения в подшипниках и цилиндрах двигателя.

Приведенная n-массовая крутильная система коленчатого вала ДВС (рис. 1) в общем виде описывается системой дифференциальных уравнений, которые запишем в матричном виде:

(1)

где D_ts – матрица, учитывающая свойства приведенной крутильной системы [D_ts = f(I_i, w, С_{i,i + 1}, C_{i + 1,I}, ξ_i)]; – вектор-столбец амплитуд крутильных колебаний масс; – вектор-столбец амплитуд гармонических составляющих моментов, действующих в крутильной системе.

Рис. 1. Приведенная n-массовая эквивалентная крутильная система коленчатого вала ДВС

Для определения амплитуд вынужденных колебаний примем, что массы i (i = 0,1, 2, …, n) при вынужденных колебаниях совершают гармонические колебания одной и той же частоты [4, 5, 6]:

(2)

(3)

где – k-я гармоническая амплитуда массы i, рад; a_i,k – фазовый угол амплитуды k-й гармоники массы i, град; w – угловая частота возмущающего момента, рад·с –1 ; k – порядок гармоники возмущающего момента.

Возмущающий момент на каждую моторную массу представим в виде

(4)

где N – число гармоник (0,5; 1,0; 1,5; …N, для двухтактных двигателей – 1, 2,0, …, N); – амплитуда k-й гармоники возмущающего момента M_i, действующего на массу i от газовых и инерционных сил, Н.м; β_i,k – ее фазовый угол, град; δ_i – угол поворота коленчатого вала между вспышками в первом и i-ом цилиндрах двигателя, град.

Таким образом матрица-столбец содержит по два компонента амплитуд крутильных колебаний масс I_i, а матрица-столбец содержит нулевые компоненты – по два для масс I₀, I₁ и I_n , так как на них не действуют никакие вынуждающие моменты (для экономии места для векторов и используем строчечную запись):

(5)

Матрица D_ts – квадратная, имеющая порядок 2n, где n – число масс в приведенной крутильной системе. По своей структуре она является ленточной, поскольку только на главной диагонали, а также на двух верхних и двух нижних кодиагоналях располагаются отличные от нуля элементы. Для подробного анализа разобьем матрицу D_ts на блоки D_ii, которые сами являются квадратными матрицами второго порядка:

(6)

где (7)

(8)

Блоки D_1,2 = D_2,1 описывают связь между массами I₀ и I₁ – учитывается коэффициент жесткости C_0,1 на этом участке приведенной системы, а также сопротивление крутильным колебаниям, вызванное демпфером – ξ₀kω. Для демпфера жидкостного трения C_0,1 = 0, т.е. на главной диагонали располагаются нулевые компоненты. Если между какими-то массами приведенной системы отсутствует демпфирование, то компоненты, стоящие на побочной диагонали, равны нулю (ξ_i = 0). Для моторных масс, имеющих собственное демпфирование (переменные силы жидкостного трения в подшипниках и цилиндрах), сопротивление учитывается компонентом ξ_ikω Матрица несимметрична, поскольку при дифференцировании угловой координаты φ_i (2) по времени t функция cos kωt при B_i,k – нечетная.

Блоки несимметричных матриц D_ii, расположенные на главной диагонали, учитывают свойства i-й массы – ее момент инерции, демпфирование собственно самой массы, а также коэффициенты жесткости участков приведенной системы перед массой и после нее. Несимметричность блоков матрицы D_ts вызвана как раз тем, что функция cos kωt при B_i,k – нечетная.

Умножив матричное уравнение (1) слева на матрицу D –1 , обратную матрице D, получим

(9)

Решение (9) легко реализуется на ЭВМ. Расчет компонентов матрицы D можно провести по формулам (8) и (9).

Матрица-столбец амплитуд гармонических составляющих вынуждающих моментов, действующих на массы i, может быть определен на основе гармонического анализа кривой крутящего момента двигателя. Для вычисления амплитуд необходимо подставить поочередно в уравнение (10) значение амплитуд вынуждающих моментов для всех гармоник, начиная с 0,5 (и с таким же шагом) для четырехтактного или с 1,0 – для двухтактного. Амплитуды и фазовые углы колебаний и фазовые углы для каждой массы i и гармоники определяются по формуле (3).

Для определения суммарной амплитуды угловых колебаний A_i i-ой массы от угла поворота коленчатого вала двигателя воспользуемся зависимостью

(10)

Численное решение системы (1) приведенной крутильной системы коленчатого вала ДВС с помощью ЭВМ позволяет выбрать такой демпфер крутильных колебаний, при котором амплитуды колебаний носка будут минимальными [7, 8]. На рис. 2 приведена структурная схема оптимизации коэффициента демпфирования и момента инерции маховика демпфера внутреннего трения. Предварительно нужно оптимизировать коэффициент жесткости резинового слоя C_0,1. Из условий компоновки на носке коленчатого вала демпфера внутреннего трения выбираются ориентировочно его габаритные размеры. Величина динамического коэффициента жесткости демпфера C_0,1 можно определить по формулам [8, 9]:

для резинового слоя цилиндрической формы

(11)

где G – модуль упругости второго рода резинового слоя; r₁ и r₂ – внутренний и внешний радиусы резинового кольца; l – ширина демпфера;

для резинового слоя демпфера Г-образной формы

(12)

где C_0,1ц определяется по (11); C_0,1ц = GI_p/L_т – коэффициенты жесткости слоя в торцевой поверхности соответственно; I_p – полярный момент инерции его; l_т – размер резинового слоя в торцевой поверхности.

Вместе с тем, как показывают расчеты, значение коэффициента жесткости резинового слоя C_0,1 можно определить следующим образом. После расчетов по формулам (11)–(12) определяются пределы изменения C_0,1. Необходимо иметь в виду, что по (11) и (12) определяют статический коэффициент жесткости C_jст, а для определения динамического коэффициента C_φд необходимо умножить полученное значение C_φст на 2…2,5. Кроме того, при работе двигателя демпфер нагревается до температуры t = 50…60 °С и динамическая жесткость резинового слоя изменяется [10].

Для определения зависимости C_φд от температуры демпферы устанавливались на безмоторной установке и нагревались потоком теплого воздуха или охлаждались до температуры минус 20 °C. После обработки результатов экспериментальных исследований получена следующая эмпирическая зависимость, позволяющая определить действительное значение динамического коэффициента жесткости C_φд (при известном статическом C₀) резинового слоя при изменении температуры t:

(14)

Рис. 2. Структурная схема оптимизации коэффициента демпфирования и момента инерции маховика демпфера внутреннего трения

Покажем на конкретном примере выбор резинового слоя для демпфера для коленчатого вала дизеля с воздушным охлаждением 6ЧН 10,5/12.

Пример расчета резинового демпфера

Дизель 6ЧН 10,5/12 с показателями: номинальная мощность N_e = 76 кВт; среднее эффективное давление p_e = 0,68 МПа; номинальная частота вращения коленчатого вала n = 2200 мин –1 ; порядок работы цилиндров 1-5-3-6-2-4.

Параметры девятимассовой приведенной крутильной системы коленчатого вала дизеля 6ЧН 10,5/12 приведены в табл. 1, а результаты гармонического анализа кривой крутящего момента одного цилиндра в табл. 2.

Расчетом было установлено, что круговая частота свободных крутильных колебаний по первой форме (табл. 2) составляет ω_с1 = 1364 с –1 (частота f₁ = 217 Гц), а те же параметры по второй форме колебаний – ω_с2 = 2935 с –1 (f₂ = 467 Гц). Демпфирование каждой моторной массы составляет по расчету [3] ξ_i = 2,18 Н×м×с.

После расчета резонансных крутильных колебаний выяснилось, что на частотах вращения 1448, 1738, 2172 и 2890 мин –1 (для гармоник 9-й, 7,5-й, 6-й и 4-й) амплитуды носка (масса 1), а также касательные напряжения в узловой точке превышают допустимые (рис. 3 и 4 – кривые 1). Так, в пределах рабочих частот амплитуда крутильных колебаний носка коленчатого вала достигает A₁ = 13·10 –3 рад, а касательные напряжения t_max = 60 МПа.

По нашим исследованиям [1, 4, 5] на резонансных режимах уровень касательных напряжений не должен превышать 15…25 МПа. В связи с этим было принято решение об установке резинового демпфера крутильных колебаний.

Выбрав из условий компоновки габаритные размеры демпфера, по формуле (13) определим ориентировочные значения динамического коэффициента жесткости: C_0,1 = 10000…40000 Н·м. Начальное значение момента инерции маховика демпфера выбрали I₀ = 0,014 кг·м 2 .

Параметры приведенной крутильной системы дизеля коленчатого вала 6ЧН 10,5/12

Моменты инерции масс приведенной крутильной системы, кг·м 2 ·10 –2

Как работает гаситель крутильных колебаний

Коленчатый вал двигателя и соединенные с ним промежуточные и гребной валы представляют собой валопровод судовой силовой установки. Вращающиеся вместе с валопроводом массы шатунно-мотылевого механизма каждого цилиндра и массы маховика двигателя, гребного винта, соеди­нительных муфт и другие представляют собой упругую систему, обладаю­щую инерцией. Крутящий момент, создаваемый силами давления газов на поршни рабочих цилиндров двигателя и силами инерции поступательно движущихся масс, является переменным, а потому валопровод периодиче­ски «закручивается» и «раскручивается». Вследствие этого в системе валопровода установки появляются крутильные колебания. Такие колебания валопровода называются вынужденными. Промежуток времени в секундах, по прошествии которого крутящий момент у двигателя принимает свое прежнее значение, называется периодом. Период изменения крутящего момента у четырехтактных двигателей равен времени двух оборотов вала, а у двухтактных — одному обороту вала.

Крутильные колебания валопровода, возникающие в момент прекра­щения действия внешних сил или моментов, называются свободными или собственными. Главными свободными колебаниями системы валопровода называются колебания, при которых все массы системы совершают гармони­ческие колебательные движения с одной и той же частотой, одновременно проходя через средние положения и одновременно достигая крайних положений.

При совпадении периодов изменения гармонических составляющих кру­тящего момента и свободных колебаний возникает явление резонанса, при котором угловые амплитуды (размахи) крутильных колебаний валопровода теоретически (при отсутствии сопротивления) возрастают до бесконечности. В действительности (при наличии сопротивлений) амплитуды значительно возрастают. Числа оборотов вала двигателя, при которых периоды свобод­ных колебаний совпадают с периодом изменения гармонических составляю­щих крутящего момента, называются критическими. При работе двигателя с критическими числами оборотов или близкими к ним возникают вибрации и стуки в двигателе, повышенные напряжения в валопроводе (могут возни­кать местные нагревы и поломки вала).

Вибрации и стуки возникают вследствие периодического изменения угловой скорости вращения отдельных мотылей, в результате этого проис­ходит нарушение уравновешенности сил инерции движущихся масс двига­теля. При удалении от критического числа оборотов амплитуды крутильных колебаний уменьшаются, а потому угловые скорости вращения отдельных мотылей выравниваются, уравновешенность двигателя восстанавливается и исчезают стуки и вибрация. Нагрев отдельных мест валопровода при кри­тическом числе оборотов происходит вследствие внутреннего трения частиц металла, возникающего при упругих деформациях кручения. Таким обра­зом, длительная работа двигателя при критическом числе оборотов является (недопустимой. Определение критических чисел оборотов судовой установки двигатель, промежуточный и гребной валопроводы включая гребной винт) производится расчетным путем. Результаты расчета иногда проверяются измерением крутильных колебаний (торсиографированием) валопровода судовой установки до ввода судна в эксплуатацию.

При определении критического числа оборотов валопровода расчетным путем действительную систему, участвующую в крутильных колебаниях, заменяют упрощенной схемой. Такая упрощенная крутильная схема состоит из ряда абсолютно жестких дисков, обладающих массой, которые соединены между собой упругими участками вала, условно лишенными массы.

Упругие участки вала характеризуются податливостью, жесткостью или приведенной длиной. Податливостью называется отношение угла за­кручивания к скручивающему моменту. Жесткость — величина, обратная податливости. Приведенной длиной участка валопровода называется длина цилиндрического вала заданного диаметра (обычно диаметр равен диаметру рамовых шеек коленчатого вала), имеющего такую же податливость. Подат­ливость колена вала определяется по эмпирическим формулам, которые дают погрешность порядка 5—10%.

Абсолютно жесткие диски системы валопровода характеризуются мо­ментами инерции масс (кг·см·сек 2 ) относительно оси вала. Замена масс, связанных с валопроводом системы дисками, производится при условии, что кинетическая энергия дисков должна быть равна среднему значению кинетической энергии этих масс в течение одного оборота вала.

Как было указано ранее, вынужденные крутильные колебания вало­провода главным образом определяются изменением крутящего момента, создаваемого силами давления газов и силами инерции поступательно движущихся масс. Периодическое изменение крутящего момента позволяет разложить его на гармонические составляющие, изменяющиеся по закону синуса с частотами, кратными частоте изменения суммарного крутящего момента. Резонансными колебаниями являются такие колебания, которые происходят под действием гармоники какого-либо порядка с частотой, рав­ной одной из собственных частот системы.

Таким образом, определение критического числа оборотов валопровода сводится к определению частоты и числа свободных колебаний системы.

Определение критического числа оборотов системы валопровода опыт­ным путем производится с помощью прибора торсиографа, который позво­ляет снять торсиограммы при различных числах оборотов двигателя. По снятым торсиограммам можно определить число и амплитуду колебаний.

На рис. 159 показана торсиограмма, снятая с носового конца коленчато­го вала дизеля. Число волн, соответствующее одному обороту вала, равно 4, а потому вал имеет колебания четвертого порядка. Амплитуда крутильных колебаний равна

l ₁ = 24,2 мм — длина ленты торсиограммы на участке одного оборота вала;

l = 2,22 мм — длина ленты торсиограммы, соответствующая одному ко­лебанию вибратора.

Результаты обработки торсиограмм позволяют построить кривую а = f(n), т. е. значение амплитуды колебаний а при различных числах обо­ротов n двигателя.

На рис. 160 показана кривая а = f(n) и значение а _р предельно допусти­мой амплитуды колебаний валопровода. Запретные зоны чисел оборотов показаны на рис. 160 внутри заштрихованных столбиков. Числа оборотов, с которыми двигатель может длительно работать, должны отличаться не меньше чем на ± 5—10% от критических. Предельно допустимой амплиту­дой крутильных колебаний валопровода при длительной работе двигателя принято считать а _р ? 0,015 рад. При наличии эксплуатационных зон чисел оборотов двигателя с недопустимо большими амплитудами колебаний возникает необходимость смещения колебаний за пределы этих запрет­ных зон или применения устройств, снижающих амплитуды колебаний и соответственно напряжения в валопроводе. Смещение зон с большими амплитудами колебаний (запретных зон) достигается путем изменения ча­стоты свободных колебаний системы или податливости упругих связей между массами системы.

Изменение частоты свободных колебаний системы достигается измене­нием моментов инерции масс (маховика, гребного винта, ротора генера­тора и т. д.).

Величина податливости может быть изменена путем удлинения или уко­рочения приставных валов, изменения диаметра приставных валов и введе­ния в систему валопровода упругих муфт.

Изменение порядка работы (вспышек) цилиндров двигателя иногда позволяет снизить напряжения от крутильных колебаний. Если смещение запретных зон не представляется возможным, то на валу устанавливают специальные успокоители крутильных колебаний (антивибраторы и демп­феры). Антивибраторы создают реактивный инерционный момент, который парализует колебания в месте его установки и способствует уменьшению амплитуды колебаний во всей системе. Демпферы позволяют уменьшить амплитуду крутильных колебаний, превращая энергию колебаний в тепло­вую, которая отводится от системы валопровода воздухом или циркулирую­щим маслом.

Включение успокоителей в систему валопровода может быть параллель­ным и последовательным. Параллельное включение успокоителя не выпол­няет функций передачи мощности, а потому конструкция его в этом случае будет соответствовать только прямому назначению.

Антивибраторы и демпферы устанавливаются в тех местах валопровода, где амплитуды крутильных колебаний достигают наибольших значений. Антивибраторы бывают пружинные и маятниковые. Пружинный антивибра­тор состоит из диска, закрепленного на валу; обода, соединенного нежест­ко с валом, и пружин между ними.

Обод, благодаря наличию указанных пружин, всегда устанавливается по отношению диска, закрепленного на валу, в определенное положение. Отклонение от этого положения вызывает деформацию пружин и появление момента, направленного навстречу движению вала.

Наиболее эффективным средством для уменьшения амплитуды крутильных колебаний является демпфер. Различают демпферы по способу получе­ния демпфирующих свойств. Они бывают пружинные, жидкостного трения и с внутренним (междучастичным) трением.

На рис. 161 показано устройство пружинного демпфера, закрепляемого обычно на носовом конце коленчатого вала. Диск 1 демпфера жестко сое­диняется с валом, а массивный обод 2 свободно сидит на диске 1. В ободе и диске выточены гнезда 3, в которые вставляются разрезные цилиндриче­ские пружины. Набор таких пружин, плотно входящих одна в другую, образует пакеты пружин 4. Эти пакеты пружин осуществляют упругую связь между ободом и диском демпфера. Вследствие крутильных колебаний вала между диском и ободом демпфера возникают относительные перемеще­ния, что вызывает упругие деформации пружин. Таким образом, энергия колебаний затрачивается на преодоление сил упругости пружин, в резуль­тате чего выделяется тепло, которое отводится от пружин циркулирующим маслом. Затрата (поглощение) энергии колебаний демпфером приводит к уменьшению их амплитуды и соответственно к уменьшению напряжений в валопроводе, которые возникают от крутильных колебаний.

Динамические гасители колебаний. Принцип действия и настройка пружинных динамических гасителей. Маятниковые инерционные динамические гасители. Ударные гасители колебаний

Страницы работы

Содержание работы

6. ДИНАМИЧЕСКИЕ ГАСИТЕЛИ КОЛЕБАНИЙ[1]

ТММ под ред. К.В. Фролова

Часто встречается ситуация, когда требуется уменьшить амплитуду колебаний какого-то конкретного элемента конструкции. Одним из способов является введение в неё специальных устройств, называемых динамическими гасителями колебаний.

Общие идеи динамических гасителей сводятся к двум вариантам.

1. В колебательную систему добавляют еще одну массу и настраивают систему так, чтобы в процессе эксплуатации колебалась она, а защищаемый элемент конструкции за счет этого колебался бы с меньшей амплитудой.

2. В колебательную систему добавляют еще одну массу и настраивают систему так, чтобы в процессе эксплуатации она создавала реакцию, направленную на противодействие силам, вызывающим колебания.

По конструкции динамические гасители бывают:

6.1. Принцип действия и настройка пружинных динамических гасителей

Рассмотрим одномассовую колебательную систему (рис. 6.1,а). Она представляет собой упругую балку на двух опорах, на которой установлен электродвигатель, вал которого имеет дисбаланс.

Динамическая модель колебаний этой системы в вертикальной плоскости показана на рис. 6.1,в, где m₁ – приведенная масса, С₁ = 24EJ/l 3 – коэффициент жесткости балки на изгиб, EJ – изгибная жесткость, l – длина балки, w – частота вращения ротора двигателя, являющаяся частотой внешнего воздействия P₀ sin wt.

Рассмотрим случай, когда частота w близка к резонансной и в результате этого амплитуда x₁₀ колебаний превышает допустимую. Конечно, можно изменить коэффициент жесткости C₁, что привело бы к изменению собственной частоты

и к выходу системы из опасной резонансной зоны.

Но иногда такое решение проблемы по конструктивным соображениям оказывается невозможным, тогда целесообразно использовать динамический гаситель колебаний, который состоит из пружины 1 и небольшой дополнительной массы 2 (см. рис. 6.1,б).

Динамическая модель колебаний этой системы в вертикальной плоскости показана на рис. 6.1,г, где m₂ – масса гасителя, С₂ – коэффициент жесткости гасителя. Данная система имеет две степени свободы.

Параметры гасителя m₂, С₂ выбираются так, чтобы собственная частота упругой системы самого гасителя равнялась частоте возмущающей силы:

Можно показать, что при такой настройке возникает эффект гашения колебаний массы m₁.

6.2. Катковые динамических гасителей

Возможности использования инерционных динамических гасителей могут быть расширены при обеспечении компенсирующей реакции гасителя. Это достигается, в частности, применением в качестве гасителей неизохронных элементов, имеющих возможность подстраивать частоту своих движений к частоте возбуждения. Существенной неизохронностью обладают, например, элементы, способные осуществлять обкатку замкнутых поверхностей:

— цилиндр в цилиндрической полости,

— шар в цилиндрической или сферической полости,

— кольцо, надетое на стержень и т.п.

Прикрепление таких элементов к вибрирующему объекту приводит к тому, что осуществляемое ими движение обкатки синхронизируется с внешним возбуждением. При этом периодическая реакция, создаваемая вращающимся элементом, противодействует вибрационной нагрузке.

В качестве примера рассмотрим защищаемый объект с одной степенью свободы, возбуждаемый гармонической силой G(t) = G₀cos (wt + j) и снабженный шаровым или роликовым гасителем массой m_Г и радиусом r_Г, расположенный в цилиндрической полости радиусом r (рис. 6.6).

Это двухмассовая система и её движение описывается системой двух дифференциальных уравнений:

Здесь x – продольная координата объекта, j – относительная угловая координата положения гасителя, отсчитываемая от вертикальной оси, c – коэффициент жесткости.

Найдём условия стабилизации объекта. Полагая , из (6.3) имеем

j = w_Гt + j₀, то есть гаситель совершает равномерное вращение. Центробежная реакция, передаваемая равномерно вращающимся телом защищаемому объекту, полностью уравновешивает возбуждение и обеспечивает стабилизацию объекта.

Осуществляя слежение за частотой возбуждения, катковые гасители рассматриваемого типа чувствительны к изменению амплитуды возбуждения на частоте настройки.

Если частота возбуждения переменна, то для автоматического отслеживание её изменения надо менять радиус полости r, по которой обкатывается шарик. Конструктивно это можно выполнить так, как показано на рис. 6.7. Форма поверхности, по которой происходит обкатка, выполняется таким образом, чтобы при увеличении частоты и, следовательно, центробежной реакции шарик перемещался в направлении оси y вращения образующей. Характеристика пружины выбирается из условия, позволяющего обеспечить удержание шарика на требуемом радиусе.

Выбором формы осевого сечения полости можно регулировать в некоторых пределах спектр периодической реакции гасителя. Например, вытягивая окружность в эллипс (рис. 6.8,а), можно увеличить роль высших гармоник с кратными частотами в спектре реакции гасителя. Это полезно в тех случаях, когда аналогичные гармоники имеются в возбуждении G(t). Теоретически, увеличивая эксцентриситет эллипса до единицы, то есть вытягивая полость в поверхность, допускающую лишь одномерные перемещения массы гасителя (рис. 6.8,б), приходим к идее ударного гасителя, реакция которого имеет спектр кратных гармоник, близкий к равномерному.

6.3. Маятниковые инерционные динамические гасители

Динамические гасители этого типа применяют для подавления как крутильных, так и продольных колебаний.

На рис. 6.9,а показана схема гасителя крутильных колебаний. Здесь изображен вращающийся упругий вал, на котором установлен диск с моментом инерции J, c – коэффициент жесткости вала на кручение. Из-за неравномерности хода вала (непостоянство его угловой скорости) могут возникать крутильные колебания. Для их подавления к диску на стержне длиной l шарнирно прикрепляется маятник массой m_Г.

На рис. 6.9,б показана схема гасителя продольных колебаний.

6.4. Ударные гасители колебаний

Основу ударного виброгасителя составляет тело массой m_Г (рис. 6.10), соударяющееся с элементом A защищаемой системы, колебания которого следует уменьшить.

Наибольшее распространение получили плавающие ударные гасители (рис. 6.11), выполненные в виде шара, цилиндра, кольца, установленного свободно с зазором 2D.

[1] Часто используют термин динамические поглотители колебаний.

Фрикционный гаситель колебаний

Конструкция и устройство фрикционного гасителя колебаний на тепловозах 2ТЭ10М и 2ТЭ116 аналогичны. Рассмотрим его устрой­ство и конструкцию на примере тепловоза 2ТЭ10М (рис. 2.18).

Колебания надрессорного строения, возникающие при движении тепловоза, гасятся с помощью фрикционных гасителей.

Корпус фрикционного гасителя колебаний установлен на раме те­лежки. Шток 4 одним концом упруго через амортизаторы 1, сухари 2 и обоймы 3 прикреплен к кронштейну буксы, а второй его конец ана­логично соединен со стальной гильзой 5, зажатой пружиной 10 меж­ду двумя вкладышами 7. Вкладыши 7 имеют накладки 6 из фрикци­онного материала — ленты тормозной вальцованной толщиной 6—8 мм с коэффициентом трения по стали не менее 0,39.

Рис. 2.18. Фрикционный гаситель колебаний:

1 — амортизатор; 2 — сухарь; 3 — обойма; 4—шток; 5—гильза; б—наклепан­ные накладки; 7—вкладыши; 8 — полиэтиленовая крышка; 9 — болт; 10—пру­жина; 11—вальцованная лента и крышка; 12 — шпонка; 13 — болт; 14 — гайка

При колебаниях надрессорного строения происходит перемеще­ние рамы тележки относительно колесной пары с буксой. Это вы­зывает перемещение гильзы 5 между вкладышами 7, которые под воздействием пружины 10, установленной в крышке 11, создают по контактирующим поверхностям гильзы гасителя силу трения, яв­ляющуюся активной силой демпфирующих колебаний. Для предох­ранения от попадания пыли, влаги на рабочие поверхности гасите­ля сверху на корпус установлена быстросъемная полиэтиленовая крышка 8.

Демпфирующие свойства гасителя оцениваются силой трения, ко­торая составляет 4,65—5,2 кН, или 5—5,5 % к подрессорной массе, приходящейся на буксовый узел. На основании динамических испы­таний тепловоза рекомендуется принимать коэффициент демпфиро­вания 4—5, т.е. отношение работы сил трения гасителей к работе уп­ругих сил системы рессорного подвешивания при изменении проги­ба от нуля до статического.

Фрикционный гаситель имеет симметричную характеристику (одинаковую при движении вверх и вниз) практически постоянного трения, не гасит вибрации (колебания с высокой частотой и неболь­шими амплитудами). Применяется гаситель на тепловозе для гаше­ния вертикальных колебаний, которые могут развиваться с ампли­тудой ±30 мм и частотой до 2 Гц, и боковой качки подрессоренных масс. Устанавливается в первой ступени подвешивания между под­рессоренными (рама тележки) и неподрессоренными (букса) элемен­тами ходовых частей экипажа. Гашение колебаний силой сухого трения, естественно, сопровождается интенсивным износом гиль­зы гасителя, фрикционных накладок, линейный износ которых око­ло 0,005 мм/ч. Поэтому эксплуатационного ресурса хватает по этим быстроизнашивающимся элементам гасителя не более чем на 400 тыс. км пробега тепловоза.

Повышение долговечности гасителей колебаний ведется в направ­лении уменьшения силы трения покоя, совершенствования кинема­тики привода гасителей, применения более износостойких фрикци­онных материалов и, наконец, создания гидравлических вязкостного трения гасителей колебаний. В этих гасителях сила сопротивления создается жидкостным трением полиметилсилоксановой жидкости марки ПМС-800000, имеющей кинематическую вязкость 0,8 м 2 /с,

в щелевом с радиальным зазором 0,20—0,65 мм четырехкамерном лабиринтном пространстве, образованном ротором и статором га­сителя. Сила сопротивления пропорциональна ширине зазора и из­меняется от скорости нелинейно (регрессивная характеристика). При­вод ротора гасителя осуществляется упругим шатунно-кривошипным механизмом от буксового узла ходовой части тепловоза.

2.7. Рессорное подвешивание

Рессорное подвешивание тепловоза предназначено для уменьше­ния динамического воздействия колес на рельсы при движении по неровностям пути и обеспечения плавности хода тепловоза. Если бы вес тепловоза передавался на шейки осей без рессор, то напряжения, как в осях, так и в рельсах были бы чрезвычайно велики.

При индивидуальном подвешивании каждая колесная пара име­ет независимые комплекты подвешивания с каждой стороны те­лежки. Рессорное подвешивание тележки тепловоза 2ТЭ116 и ТЭ10М аналогично, устройство рассмотрим на примере теплово­за 2ТЭ116 (рис. 2.19).

Оно состоит из 12 одинаковых групп (по шесть групп для каждой тележки), имеющих два одинаковых пружинных комплекта 2, уста­новленных в специальных опорных гнездах корпуса буксы и опира­ющихся в обработанные поверхности, а также фрикционный гаси­тель колебаний 1.

В пружинный комплект (рис. 2.20) входят три пружины: наруж­ная 2, средняя 4, внутренняя 3, две опорные плиты 1 и 5 и регулиро­вочные шайбы 6. Перед установкой на тележку пружинные комплек-

ты собирают и стягивают специальными технологическими болта­ми, которые после окончательной сборки тележки убирают и хранят вместе с технологическими шайбами тепловоза. Пружины рессорно­го подвешивания изготавливают из круглого калиброванного прока­та. Диаметры проката: для наружных пружин—36 мм, для средних — 23 мм, для внутренних — 16 мм.

Усилие, развиваемое пружинами под статической нагрузкой: на­ружной — 3090 кгс, средней 1100 кгс, внутренней — 565 кгс. Макси­мально допустимые усилия при динамическом прогибе: для наруж­ной пружины — 4870 кгс, для средней — 1715 кгс, для внутренней — 880 кгс.

Для получения правильной развески по осям тепловоза пружин­ные комплекты формируют с учетом жесткости пружин в зависимо­сти от их высоты под статической нагрузкой и разграничивают на три группы, номер группы для пружинного комплекта определяет­ся по номеру группы наружной пружины. Формируют комплекты следующим образом: если наружная пружина I группы, то внутрен­ние I или II; если наружная пружина II группы, то внутренние I, II

Рис. 2.20. Пружинный комплект:

1,5 — нижняя и верхняя плиты; 2,3,4 — пружины; 6— регулировочная

шайба; 7 — упор на раме тележки; 8 — корпус буксы; 9 — технологическая

шайба; 10 — технологический болт

или III; если наружная пружина группы III, то внутренние — II или III. На одной тележке устанавливают пружинные комплекты только одной из групп.

Секция тепловоза может иметь тележки с пружинными комплек­тами рессорного подвешивания только одной группы или только I и II или II и III. Номер группы жесткости пружинных комплектов ука­зывается в паспорте тепловоза для каждой секции.

Колебания надрессорного строения, возникающие при движении тепловоза, гасятся с помощью фрикционных гасителей, включенных параллельно пружинным комплектам.

Сбалансированное подвешивание применяется на тепловозах 2ТЭ10М и др. (рис. 2.21). При этом подвешивании каждая тележка имеет по две самостоятельные сбалансированные группы листовых рессор и цилиндрических пружин, каждая группа которых располо­жена по сторонам тележки. Балансиры в системе рессорного подве­шивания выравнивают нагрузки между колесными парами при про­езде неровностей пути любой из них, однако при больших скоростях движения и ударных нагрузках вследствие трения в шарнирных со­единениях и сил инерции перераспределения нагрузок практически не происходит.

Распределение нагрузок по осям тепловоза (разность нагрузок между осями допускается не более 1400 кгс) при проверке его раз­вески регулируется регулировочными прокладками над пружинным комплектом. Для установки прокладок пружинный комплект необхо­димо предварительно сжать технологическим болтом. При взвеши-

Рис. 2.21. Схема сбалансированного рессорного подвешивания:

1,5—тарелка; 2—пружина; 3—подвеска; 4 — балансир; б—предохранительная

скоба; 7—листовая рессора; 8 — серьга; 9 — букса

вании тепловоза гасители колебаний должны быть отсоединены от кронштейнов крышек букс колесных пар.