Пневматический привод активной системы виброзащиты тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.02, кандидат наук Зелов Александр Федорович

• Зелов Александр Федорович
• кандидат наук
• 2017

Оглавление диссертации кандидат наук Зелов Александр Федорович

Введение

1 Состояние вопроса. Цель и задачи исследования

1.1 Основные подходы

1.2 Пассивные виброзащитные системы

1.2.1 Рассеяние энергии колебательных систем

1.3 Активные виброзащитные системы

1.3.1 Системы с компенсацией возмущений

1.3.2 Следящие системы

1.3.3 Системы с управлением по отклонению

1.3.4 Адаптивные системы

1.4 Анализ параметров современных виброзащитных систем

1.5 Конструкции виброзащитных устройств

1.5.1 Конструкция активного виброзащитного устройства с магнитоэлектрическим движителем

1.5.2 Виброзащитная система автомобиля с использованием пневмоподвески28

1.5.3 Активная система демпфирования продольно-угловых колебаний автомобиля с использованием РКО

1.6 Классификация виброзащитных систем

1.7 Направление исследований

1.8 Устройство и принцип работы комбинированной системы виброзащиты

1.9 Цель и задачи исследования

1.10 Выводы по главе

2 Разработка и исследование математической модели системы виброзащиты на базе пневматических резинокордных устройств

2.1 Принятые допущения и расчетная схема механической части виброзащитной системы

2.2 Математическая модель колебательной системы при работе пассивной и активной систем виброзащиты

2.3 Математическая модель пневматической системы силового привода

2.4 Исследование математической модели активной системы виброзащиты

2.5 Результаты и выводы по главе

3 Разработка экспериментального комплекса для исследования комбинированной системы виброзащиты

3.1 Структура экспериментального комплекса

3.2 Описание конструкции стенда

3.3 Система возбуждения колебаний

3.4 Комбинированная виброзащитная система

3.5 Измерительно-вычислительный комплекс

3.6 Виброзащитная система с управлением по перемещению

3.7 Технические характеристики стенда

3.8 Выводы по главе

4 Натурные испытания комбинированной виброзащитной системыОшибка! Закладка не определена.

4.1 Цель и задачи испытанийй

4.2 Выделение определяющих параметров

4.3 Предельные изменения определяющих параметров начальные и граничные условия

4.4 Методика проведения испытаний

4.5 Обработка экспериментальных данных

4.6 Результаты испытаний и их оценка

4.7 Оценка адекватности математической модели

4.8 Рекомендации к проектированию активной системы демпфирования

4.9 Результаты и выводы по главе

Основные результаты и выводы по работе

Список литературы

Приложение

Введение

Современное производство ориентировано на внедрение высокоточного оборудования и технологических процессов, позволяющих создавать уникальную наукоемкую продукцию. Однако этот процесс связан со значительными трудностями, обусловленными неблагоприятными вибрационными воздействиями природного и техногенного характера. Вибрации основания даже микронного уровня могут нарушить работу электронных микроскопов, внести значительную погрешность при проведении высокоточных измерений или привести к браку изделия на прецизионном станке.

При организации высокоточных научно - исследовательских и технологических производств, а также при размещении высокоточного оборудования: прецизионных станков, оптических столов, электронных микроскопов, исследовательского и измерительного оборудования, необходимо обеспечить его надежную виброзащиту. Однако используемые в технике виброзащитные системы не всегда обеспечивают необходимую защиту машин, приборов и аппаратуры, а также человека-оператора, от внешних механических воздействий.

Анализ характеристик источников природной и техногенной вибрации свидетельствует о том, что их частотный диапазон лежит в интервале 0,1 Гц - 10 кГц.

Современные активные виброзащитные системы имеют нижнюю границу активного диапазона частот ~ 2 Гц с максимальным коэффициентом подавления колебаний от 35 до 40 дБ, который достигается при частоте ~ 10 Гц [12].

Для снижения уровня вибрации объектов используются как пассивные, так и активные системы виброзащиты. Для снижения воздействия низкочастотных вибраций на высокоточное оборудование находят все большее применение активные виброзащитные устройства. Приводы этих устройств весьма разнообразны, от пьезоэлектрических и магнитострикционных, работающих в высокочастотном диапазоне и реализующих малые усилия, до гидравлических и

пневматических создающих значительные воздействия в низкочастотном диапазоне колебаний.

Широкое распространение в качестве пассивных виброзащитных и виброизолирующих устройств получили в настоящее время резинокордные оболочки (РКО). Они обладают высокой несущей способностью и надежностью, но, при этом имеют одностороннюю направленность реализации усилия, что препятствует их использованию в конструкции активных виброзащитных систем.

С учетом стоимости рассматриваемого высокоточного оборудования, а также важности решаемых на его базе исследовательских и производственных задач (например, производства печатных плат или шлифовки линз телескопов), актуальность разработки систем виброзащиты такого оборудования не вызывает сомнений.

Исследованию одного из вариантов построения пневматического привода активной системы виброзащиты с использованием резинокордных оболочек посвящена настоящая работа, которая выполнена в научно-исследовательской лаборатории «Волновая механика» кафедры «Основы теории механики и автоматического управления» Омского государственного технического университета.

Настоящее диссертационное исследование соответствует требованиям паспорта научной специальности 05.02.02 - Машиноведение, системы приводов и детали машин, п. 2 - Теория и методы проектирования машин и механизмов, систем приводов, узлов и деталей машин.

Степень разработанности темы исследования

Решению задач виброзащиты персонала и технологического оборудования посвящено множество теоретических и прикладных исследований. Изучением проблем построения вибрационных и виброзащитных систем занимались такие видные ученые как: В.К. Асташов, И.Ж. Безбах, Ю.А. Бурьян, И.И. Быховский, М.Д. Генкин, С.В. Елисеев, П.А. Лонцих, Д.Н. Насников, Г.Я. Пановко, К.В. Фролов, Ф.А. Фурман, Д. Джоунс, А. Нашиф, Дж. Хендерсон и другие.

Фундаменты и массивные основания не всегда могут защитить оборудование от вибраций, вызванных как внутренними (насосы, компрессоры, вентиляторы), так и внешними источниками (тяжелые транспортные средства).

Для защиты технических и биологических объектов от вибрационного возбуждения в настоящее время разработано огромное количество виброзащитных систем (ВЗС), основанных на использовании широкого спектра амортизаторов. Такие ВЗС получили название пассивных. Однако их применение во многих случаях оказывается малоэффективным.

Для решения задачи снижения воздействия низкочастотных вибраций на высокоточное оборудование находят все большее применение активные виброзащитные устройства.

В системах активной виброзащиты (САВ) формируются воздействия, приложенные непосредственно к защищаемому объекту наряду с вынуждающими силами с целью их компенсации. В САВ энергия внешнего источника непосредственно входит в энергетический баланс системы.

Поскольку работа этих систем связана с использованием энергии подводимой извне, то, очевидно для эффективной работы необходимо в определенные моменты времени либо подводить, либо поглощать определенное ее количество. Кроме того, система должна работать в автоматическом режиме. Таким образом, виброзащитные системы, имеющие в своем составе активные элементы, связанные с внешними источниками энергии, становятся фактически системами автоматического управления.

Практически всегда активная виброзащита - это результат совместного действия пассивных и активных составляющих.

Объект исследования: комбинированная система виброзащиты на базе пневматических резинокордных оболочек.

Предмет исследования: динамические закономерности совместной работы пассивной и пневматического привода активной систем виброзащиты объекта.

Цель исследования: Повышение уровня виброзащиты объекта при использовании пневматического привода комбинированной системы подавления колебаний на базе РКО.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие научно-технические задачи:

- составить принципиальную схему и разработать математическую модель комбинированной виброзащитной системы на базе пневматических резинокордных оболочек;

- провести исследование разработанной математической модели;

- разработать и изготовить экспериментальный комплекс для проведения натурных исследований способов построения и алгоритмов управления активной системой виброзащиты объекта на базе пневматических резинокордных оболочек;

- провести натурные испытания и проанализировать полученные результаты;

- разработать рекомендации по построению приводов активных виброзащитных систем на базе пневматических резинокордных оболочек.

Научная новизна работы состоит в следующем:

- разработана математическая модель комбинированной системы виброзащиты с использованием пневмопривода на базе пневматических резинокордных оболочек;

- получены результаты теоретических исследований линейных и продольно-угловых колебаний объекта при гармоническом и импульсном возбуждении с комбинированной системой виброзащиты на базе пневмопривода;

- установлены динамические закономерности движения элементов экспериментального комплекса для исследования привода комбинированной системы виброзащиты объекта.

Практической ценностью работы является:

- научно-обоснованное техническое решение способа построения комбинированной системы виброзащиты объекта на базе пневматических резинокордных оболочек;

- возможность использования полученных результатов при проектировании комбинированных систем виброзащиты объектов на базе пневматических резинокордных оболочек;

- создание экспериментального комплекса, позволяющего исследовать новые варианты построения и алгоритмы управления активной системой виброзащиты объекта, определять характер и масштаб протекающих процессов и формировать реальную картину колебаний объекта виброзащиты.

Методы исследования: выполненные в работе исследования основываются на использовании положений и методов механики твердого тела, теории упругости, теории колебаний, газовой динамики, приближенных методов исследования нелинейностей, а также численных методов решения нелинейных задач.

Положения, выносимые на защиту:

- математическая модель комбинированной системы виброзащиты объекта на базе пневматических резинокордных оболочек;

- результаты теоретических исследований колебаний объекта с комбинированной системой виброзащиты с использованием пневматических резинокордных оболочек;

- конструкция и алгоритм работы экспериментального комплекса для исследования комбинированной системы виброзащиты объекта на базе пневматических резинокордных оболочек;

- результаты исследований комбинированной системы виброзащиты на экспериментальном комплексе;

- рекомендации по построению активных виброзащитных систем на базе пневматических резинокордных устройств.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Пневматический привод активной системы виброзащиты»

Апробация работы

Результаты работы по теме диссертации докладывались и обсуждались на Всероссийской научной конференции, посвященной памяти главного конструктора ПО «Полет» С.А. Клинышкова, Омск, 2015 г.; Международной научно-практической конференции «Инновационные направления в научной и

образовательной деятельности», Омск, 2015 г.; II международной научно-практической конференции «Достижения и проблемы современной науки», Санкт-Петербург, 2015 г.; VIII международной научно-практической конференции «Достижения и проблемы современной науки», Санкт-Петербург, 2016 г.

Публикации

По теме диссертации опубликовано 8 печатных работ, в том числе 7 статей, из них 3 статьи в журналах, рекомендованных ВАК для материалов диссертаций и 1 патент на полезную модель.

Структура и содержание работы

Работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы и приложения, изложенных на 122 страницах машинописного текста, поясняется 71 рисунком и 4 таблицами. Список литературы включает 123 наименования.

Во введении дано обоснование актуальности работы, формируются основные научно-технические направления, требующие глубокого изучения. Представлена структура работы и ее объем.

В первой главе определены основные понятия, рассмотрены устройство и принцип работы пассивных и активных элементов виброзащитных систем. Дана уточненная классификация виброзащитных устройств и определено направление исследований. Поставлена цель исследования и сформулированы задачи, которые необходимо решить, для ее достижения.

Вторая глава посвящена обоснованию и построению математической модели с комбинированной системой виброзащиты, а также ее исследованию.

В третьей главе определены первостепенные предпосылки к обоснованию структуры и конструкции экспериментального комплекса. Дано подробное описание основных элементов измерительного комплекса.

В четвертой главе разработаны программа и методика лабораторных экспериментальных исследований комбинированной системы виброзащиты. Представлены результаты этих исследований, их анализ и выводы.

1 Состояние вопроса. Цель и задачи исследования

Проблемы виброзащиты возникают практически во всех областях современной техники. Наблюдающийся сегодня глобальный переход к наноразмерным элементам в электронике, сенсорике, лазерной и другой технике в значительной степени обостряет указанную проблему и требует разработки высокоэффективных систем виброзащиты.

Основным неблагоприятным фактором внешнего воздействия на высокоточное оборудование является вибрация основания естественного или техногенного происхождения [91].

Техногенная вибрация присутствует практически в любом месте жизнедеятельности человека. Она бывает вызвана следующими причинами: микросейсмической активностью, движущимся транспортом и поездами метрополитена, как показано на рисунке 2.1, ветровыми колебаниями, передающимися от соседних зданий. Этот список может быть расширен источниками вибрации, расположенными непосредственно в самом здании -вентиляционное и прочее механическое оборудование, системы водоснабжения, лифты. Для многих лабораторий характерно наличие колебаний, вызванных пешеходной активностью, открыванием/закрыванием дверей и окон.

Рисунок 1.1. Распространение колебаний в городской среде.

Кроме того и сама конструкция здания может оказывать воздействие на уровень колебаний основания под высокоточным оборудованием.

Колебания носят случайный характер. Типичный спектр колебаний основания здания находится в диапазоне частот 0,5 - 10 Гц.

Однако современные активные виброзащитные системы имеют нижнюю границу активного диапазона частот ~ 2 Гц с максимальным коэффициентом подавления колебаний от 35 до 40 дБ, который достигается при частоте ~ 10 Гц [12].

Изучением проблем построения вибрационных и виброзащитных систем занимались такие видные ученые как: В.К. Асташов, И.Ж. Безбах, Ю.А. Бурьян, И.И. Быховский, М.Д. Генкин, С.В. Елисеев, П.А. Лонцих, Д.Н. Насников, Г.Я. Пановко, К.В. Фролов, Ф.А. Фурман, Д. Джоунс, А. Нашиф, Дж. Хендерсон и другие.

Для защиты технических и биологических объектов от вибрационного возбуждения в области низких частот в настоящее время разработано огромное количество виброзащитных систем (ВЗС), основанных на использовании широкого спектра амортизаторов. Такие ВЗС получили название пассивных. Однако их применение во многих случаях оказывается малоэффективным, например, в инфранизкочастотном диапазоне, а также при защите объектов от меняющихся во времени вибрационных спектров [28].

Вместе с тем, наиболее простым, доступным и распространенным виброизолирующим средством остаются упругие элементы. На достаточно высоких частотах они обеспечивают отражение большей части колебательной энергии обратно в источник и тем лучше, чем ниже их жесткость. В области низких частот требования к величине жесткости, как правило, совсем иные. Они определяются статической нагрузкой, а также инерционными силами при разгоне и торможении на движущихся объектах, ударами, центровкой механизма и прочими эксплуатационными условиями [75].

Демпфирование приносит пользу только вблизи резонансной зоны и несколько увеличивает амплитуду при частотах, больших резонансной.

Неоднозначны и требования к демпфированию: малая его величина полезна для виброизоляции, а в диапазоне низких частот порождает (при наличии вынуждающих сил) интенсивные резонансные колебания, что является главным и трудно устранимым недостатком обычной упругой подвески [75].

Массивные фундаменты не всегда способны изолировать аппаратуру от вибраций, вызванных как внутренними источниками (насосы, компрессоры, вентиляторы), так и внешними (тяжелые транспортные средства) [12].

Для решения задачи снижения низкочастотных вибраций находят все большее применение активные виброзащитные устройства.

В системах активной виброзащиты (САВ) формируются воздействия, приложенные непосредственно к изолируемому объекту наряду с вынуждающими силами с целью их компенсации. В САВ энергия внешнего источника непосредственно входит в ее энергетический баланс. Практически всегда активная виброзащита - результат совокупного действия активных и пассивных элементов.

Работу САВ можно представить, как внедрение или изменение эквивалентных параметров пассивного объекта - массы, жесткости и демпфирования. Однако САВ может вносить как положительные, так и отрицательные жесткости, массы, сопротивления.

Поскольку работа этих систем связана с использованием энергии подводимой извне, то, очевидно для эффективной работы необходимо в определенные моменты времени либо подводить, либо рассеивать определенное ее количество. Кроме того, система должна работать в автоматическом режиме. Таким образом, активные виброзащитные системы, связанные с внешними источниками энергии, становятся фактически системами автоматического управления.

Необходимой предпосылкой для контроля колебаний механических систем является понимание особенностей динамического поведения систем при действии возбуждающих сил, приложенных в различных точках системы. Для решения

этой задачи используются различные подходы, включая прямое получение необходимой информации путем замеров, математическое моделирования и т.д.

1.1 Основные подходы

В расчетной модели виброзащитной системы выделяют, как известно, три основные части: источник возмущений, объект защиты и виброизолирующее устройство (ВУ) [23]. В простейшем случае источник и объект считаются твердыми телами, движущимися поступательно вдоль некоторой оси Х (Рис. 1.1, а). Приложенные к системе внешние силы F (возмущающая), а также внутренние силы R и R' с которыми виброизолирующее устройство, расположенное между источником и объектом, воздействует на них, считаются направленными вдоль оси X; тем самым ось Х служит осью рассматриваемого виброизолируюшего устройства.

В большинстве случаев масса одного из тел системы-источника или объекта существенно превышает массу другого тела - соответственно объекта или источника. Тогда движение тела «большой», массы может считаться не зависящим от движения тела «малой» массы. Если, в частности, «большую», массу имеет объект, то его обычно считают неподвижным, движение системы вызывается в этом случае приложенными к источнику внешними силами, представляющими силовое возбуждение F = F(t) (Рис. 1.1, б). Если «большую» массу имеет источник, то закон его движения q = q(t) можно считать заданным; это движение играет роль кинематического возбуждения объекта (Рис. 1.1, в).

Рис. 1.1. Принципиальная схема виброзащитной системы: а - общий случай; б - силовое возбуждение F = F(t); в - кинематическое возбуждение q = q(t)

Схему, представленную на Рис. 1.1, б, обычно используют тогда, когда речь идет о защите зданий, сооружений, перекрытий или фундаментов от динамических воздействий, возбуждаемых установленными на них машинами с неуравновешенными движущимися частями или иным виброактивным оборудованием. Схему, изображенную на Рис. 1.1, в, используют в задачах виброзащиты приборов, аппаратов, точных механизмов или станков, т. е. оборудования, чувствительного к вибрациям и устанавливаемого на колеблющихся или на движущихся объектах.

Виброизолирующее устройство представляет важную часть виброзащитной системы, его назначение состоит в создании такого режима движения, инициируемого заданными возмущениями, при котором реализуется цель защиты объекта.

1.2 Пассивные виброзащитные системы

Демпфирование колебаний связано с принудительным подавлением колебаний (обычно вредных) либо уменьшение их амплитуды до допустимых пределов с помощью устройств или приспособлений, поглощающих энергию колебаний - демпферов. Демпфирование механических колебаний может осуществляется увеличением трения в системе.

Обычный подход, когда в конструкциях применяются демпфирующие устройства, позволяет оптимизировать систему только по максимуму демпфирования. В подобном подходе, не учитывается то обстоятельство, что при присоединении к конструкции демпфирующих устройств или встраивании их в конструкцию могут изменяться и другие параметры, характеризующие формы колебаний. Поэтому зачастую оказываются существенными изменения всех трех параметров - коэффициента потерь, массы и жесткости - и следует попытаться оптимизировать демпфирующее устройство по всем трем параметрам, а не по одному из них.

Неоднозначны и требования к демпфированию: малая его величина полезна для виброзащиты, а в диапазоне низких частот порождает (при наличии

вынуждающих сил) интенсивные резонансные колебания, что является главными трудноустранимым недостатком обычной упругой подвески.

Диссипативные силы. Основными предпосылками эффективной работы виброзащитных систем является поглощение и рассеяние энергии колебаний. В процессе колебаний упругих систем происходит, как известно [23], рассеяние энергии в окружающую среду, а также в материалы упругих элементов и в узлы сочленения деталей конструкции. Эти потери вызываются силами неупругого сопротивления - диссипативными силами, на преодоление которых непрерывно и необратимо расходуется энергия колебаний системы или возбудителя колебаний.

Для описания диссипативных сил используют характеристики, представляющие зависимость диссипативной силы от скорости движения масс колебательной системы или от скорости деформирования упругого элемента. Вид характеристики определяется природой сил сопротивления. Наиболее распространенные характеристики диссипативных сил представлены на Рис. 1.2.

Вязкое сопротивление (Рис. 1.2, а) характеризуется коэффициентом сопротивления Ъ1 и описывается выражением

1.2.1 Рассеяние энергии колебательных систем

щт

X

(1.6)

а)

б)

в)

Рис. 1.2. Характеристики диссипативных сил

Такую характеристику имеют диссипативные силы, возникающие при малых колебаниях в вязкой среде (газе или жидкости), а также в ряде гидравлических демпферов.

При больших виброскоростях имеет место квадратичная зависимость (Рис. 1.2, б) диссипативной силы от скорости

Fd (x )= b2 x 2sgn x. (1.7)

Часто в конструкциях демпферов используют элементы сухого трения, характеристика которого (Рис. 1.2, в) имеет вид

Fd = bosgn x , (1.8)

где b0 = const - сила сухого трения.

Все приведенные зависимости можно представить единой нелинейной характеристикой

F(x ) = bM\Х Msgn x (1.9)

где ¡, Ьл - постоянные величины.

Если провести циклическое деформирование упруго диссипативного элемента (Рис. 1.3), например, по закону

x = a- cos(wt), (110)

то обнаруживается различие линий нагрузки и разгрузки на диаграмме сила-перемещение (Рис. 1.4). Это явление называется гистерезисом. Площадь, ограниченная петлей гистерезиса, выражает энергию рассеянную за один цикл деформирования, и определяет работу диссипативных сил

T

^ = | F (x, x )dx = J Fd (x )xdt, (1.11)

2n

где T = — - период деформирования. ш

Если динамическая характеристика упруго диссипативного элемента в виде

F (x, x)= Fy (x)+ Fd (xx), (1.12)

где Fy(x) = cx - линейная упругая составляющая.

Рис. 1.3. Упруго диссипативный элемент

Петля гистерезиса такого элемента с линейной диссипативной силой (1.6) при деформации по закону (1.10) имеет вид эллипса (Рис. 1.4, а). Угол а наклона его большой оси характеризует жесткость элемента (с = 1§а). Рассеянная за цикл энергия (1.11)

T T

Т = J b1 x2 (t )dt = b1 (a®)2 J sin2®tdt = na 2ab1. (113)

0 0

На Рис. 1.4, б показана петля гистерезиса элемента с сухим трением (1.8). Для него рассеянная энергия

Y = 4abo. (1.14) Для элемента с диссипативной характеристикой вида (1.9) рассеянная за

период энергия

Y = Ka+1v%, (1.15)

2п М+1

где KM = J |sin т| di.

Рис. 1.4. Петли гистерезиса

Коэффициент поглощения. Рассеяние энергии при колебаниях упруго-диссипативной системы оценивают с помощью коэффициента поглощения, равного отношению потерянной за цикл энергии ¥ к наибольшему значению потенциальной энергии упругого элемента. При упругой линейной характеристике

О =1 са2, (1.16)

коэффициент поглощения

¥ = -7- (1-17)

са2

Согласно (1.13)___(1.15) в зависимости от вида характеристики

диссипативной силы коэффициент поглощения является функцией:

- частоты при вязком демпфировании (1.6)

¥ =-1, (118)

с

- амплитуды при сухом трении (1.8)

8Ъ

¥ = (1-19)

са

- амплитуды и частоты в общем случае (1.9)

2К ац-1ацЪ

у = —*-^. (1.20)

с

Эквивалентная упруговязкая модель.

При отыскании периодических колебаний вида (1.10) системы, диссипативные свойства которой заданы одним из изложенных выше способов,

исходную динамическую характеристику Р(я, х) заменяют эквивалентной упруговязкой моделью

Р(х, х)« сх + Ъх. (1-21)

Коэффициент Ъ эквивалентного демпфирования подбирают чтобы исходная и заменяющая схемы обладали одинаковой поглощающей способностью. Энергия (1.13), рассеянная линейным эквивалентным демпфером,

¥ = жс^юЬ. (1.22)

Согласно (1.17) исходный диссипативный элемент, имеющий коэффициент поглощения у рассеивает энергию

¥ = 1щса2. (1.23)

Приравнивая (1.22) и (1.23), получаем эквивалентный коэффициент сопротивления

b =. (1.24)

2mo

Коэффициент b зависит не только от характеристик диссипативных сил, но и от параметров процесса. Так, для силы сухого трения с учетом (1.19) находим

4b

b = (1.25)

7Ш®

Для квадратичного трения (1.7) из (1.24), (1.20) при ¡ = 2 имеем

b = 0,85awb2. (1.26)

Учитывая (1.10), (1.11) и (1.17), выражению (1.19) можно придать вид

1 t

b =— [Fd(- аа- sin at)sin atdt. (127)

па о

Полученное выражение совпадает с коэффициентом гармонической линеаризации диссипативных характеристик [22]. Формулой (1.27) пользуются в том случае, когда диссипативные характеристики заданы соотношениями типа (1.7)...(1.9) либо конфигурацией петли гистерезиса. Зависимость (1.24) удобно использовать, если рассеивающая способность задана коэффициентом поглощения щ; при этом можно не интересоваться ни исходной характеристикой, ни формой петли гистерезиса, а использовать известные, например, из эксперимента зависимости величины щ от параметров процесса. Здесь, однако, весьма существенно, чтобы условия эксперимента максимально приближались к условиям работы рассчитываемой системы.

Вынужденные колебания системы с одной степенью свободы.

Уравнение движения массы m записывается в виде

mix + cx + F(i)= Q0cos(at -p). (1.28)

Отыскивая решение (1.10) и проводя линеаризацию (1.21) нелинейной функции F (i), вместо (1.28) получим

mi + bi + cx = Q0 cos(ct - p). (1.29)

В результате решения линеаризованного уравнения (1.29) определяется амплитуда

а =

&

(1.30)

1 -

а

а

+

0

Ъа

V с у

где а0 =

- собственная частота системы.

С помощью (1.24) выражению (1.30) можно придать вид

бо

а

с

1 -

а

а

+

о у

Г л2 / у 4

V 2п у

(1.31)

Величины Ъ и у в (1.30) и (1.31) являются функциями амплитуды и частоты, т. е. Ъ = Ъ(а, ю), у = у (а, ю) . Поэтому эти соотношения в общем случае представляют собой уравнения, решение которых и определяет искомую амплитуду.

Для резонансной амплитуды, достигаемой при малом демпфировании на частоте ю ~ ю0, имеем

бо .

а

а

Ъа0

2б су

(1.32)

(1.33)

Для линейной системы соотношение (1.32) можно записать в виде [21]

Пб

а =, ' с8

где 8

2пп

логарифмический декремент колебаний; п =

(1.34) Ъ

а0 2т

коэффициент демпфирования.

Из сравнения (1.33) и (1.34) видно, что

у = 28. (1.35)

В общем случае величиной 8 можно пользоваться только для отыскания резонансной амплитуды, так как логарифмический декремент характеризует темп затухания собственных колебаний частоты ю0. Однако в тех случаях, когда

2

с

2

поглощающие свойства системы не зависят от частоты, т. е. у = у (а), величины у и 8 оказываются равноправными, и с помощью (1.31) и (1.35) можно отыскивать амплитуду на любой частоте.

Наилучшим образом требования систем виброзащиты (в качестве несущих элементов) удовлетворяют резинокордные оболочки. Они имеют большую несущую способность при малой жесткости и незначительный коэффициент демпфирования.

1.3 Активные виброзащитные системы

В системах активной виброзащиты (САВ) развиваются управляющие силы или перемещения, приложенные непосредственно к изолируемому объекту наряду с вынуждающими силами с целью их компенсации [23]. В САВ энергия внешнего источника непосредственно входит в энергетический баланс. Практически всегда активная виброзащита - результат совокупного действия активных и пассивных элементов. Работу САВ можно представить как внедрение или изменение эквивалентных параметров пассивного объекта - массы, жесткости и демпфирования. Однако САВ может вносить как положительные, так и отрицательные жесткости, массы, сопротивления; они, как правило, зависят от частоты и постоянны лишь в ограниченной рабочей области. Вид частотной зависимости вносимых параметров на границах и в нерабочей области оказывает большое влияние на устойчивость.

Поскольку работа этих систем связана с использованием энергии подводимой извне, то, очевидно для эффективной работы необходимо в определенные моменты времени либо подводить, либо рассеивать определенное ее количество. Кроме того, система должна работать в автоматическом режиме. Виброзащитные системы, содержащие активные элементы, связанные с внешними источниками энергии, становятся фактически системами автоматического управления, работающими в специальных режимах.

Для решения такой задачи возможно использование следующих систем регулирования: систем с компенсацией, следящих систем, экстремального регулирования и адаптивных систем.

1.3.1 Системы с компенсацией возмущений

САВ с компенсацией возмущений - это системы с двумя вариантами электромеханической обратной связи [75]. Которые основаны на приближенной компенсации возмущения, приложенного к системе извне или со стороны одного из его элементов.

Системы с управлением по внешнему возмущению должны реализовывать передаточную функцию, обеспечивающую инвариантность (независимость от возмущений) выбранных динамических координат или выполнения определенного критерия. Это регулирование по разомкнутому циклу, для которого необходим большой объем информации. Например, если спектр внешнего случайного возмущения имеет достаточно простую огибающую, можно с помощью теории оптимальных фильтров найти по заданному критерию оптимальную структуру ВС, которая может содержать активные элементы. Поскольку внешние вынуждающие силы обычно не известны, а точки их приложения недоступны измерению, в активной виброзащите подобные системы могут иметь весьма ограниченное применение.

1.3.2 Следящие системы

В активных следящих системах (Рис. 1.5) объектом управления является защищаемый объект, так как пассивные элементы чаще всего присутствуют в виде пружин, демпферов и их комбинации. Наличие в системе сервопривода подразумевает существование регулятора. Входными сигналами которого являются параметры состояния объекта, таковыми могут рассматриваться абсолютные и относительные перемещения, скорости и ускорения отдельных точек, угловые перемещения, усилия и напряжения, возникающие в элементах

конструкции и т.п. В первом случае, активная виброзащитная система является замкнутой системой с управлением по отклонениям, во втором - системой с управлением по возмущению [46].

Входные воздействия измеряются датчиками, формирующими измерительное устройство регулятора. Полученная при этом информация преобразуется и анализируется в корректирующем устройстве, далее сигналы усиливаются и передаются в исполнительное устройство, формирующее управление.

В связи с этим следует отметить, что реализация управления в виде некоторой силы, изменяющей техническое состояние, требует учета ряда обстоятельств. Активное устройство часто принимает форму некоторого механизма, действующего и на защищаемый объект и на основание (подвижное или неподвижное), то есть действует в соответствие с законом «действие вызывает аналогичное противодействие», что заставляет информационные связи выступать замыкающим фрагментом цепи обратной связи более общего вида.

Технические средства для реализации активных (или управляющих) воздействий могут иметь различную конструкцию.

Этот принцип управления имеет определенные преимущества [75]: не требуется полная информация о возмущениях, а также о характеристиках изолируемого объекта. Существуют следующие виды управления в данной САВ:

Рис. 1.5. Функциональная схема активной виброзащитной системы

1.3.3 Системы с управлением по отклонению

по вибрационному ускорению, скорости или перемещению источника колебаний или изолируемого объекта. В соответствии с принципом управления по отклонению целью является минимизация управляющего сигнала.

Особое место среди данных САВ занимают системы, стабилизирующие статический прогиб упругой опоры при медленных изменениях нагрузки на опору в подвижных объектах. К ним относятся, в частности, системы с пневматической или гидравлической стабилизацией. Весьма эффективны системы, объединяющие стабилизацию статистического прогиба и компенсацию упругой силы. Таким образом, при широкополосной виброзащите выбор жесткости упругого элемента и применение в отдельности или совместно двух видов управления могут обеспечить наилучшее выполнение противоречивых требований, предъявляемых к упругим подвескам механизмов - источников структурного шума.

1.3.4 Адаптивные системы

Это активные системы самонастройки, а также более сложные самооптимизирующиеся, самоорганизующиеся системы, а также САВ с переменной структурой [75]. Самонастраивающиеся САВ применяются в основном при гашении отдельных дискретных составляющих вибрации в условиях меняющейся частоты вибрации, частотных характеристик управляемого объекта и цепей управления. Самонастройка может осуществляться двумя способами. Без поисковые САВ используют для настройки заранее определенную матрицу коэффициентов влияния, имеют сравнительно высокое быстродействие. Поисковые САВ формируют вектор оптимального управления постепенно, путем попеременного пробного изменения амплитуд и фаз компенсирующих усилий и анализа поведения некоторого функционала. Их быстродействие весьма ограничено и зависит от алгоритма поиска и исходного состояния системы. Однако они имеют преимущество перед без поисковыми САВ при изменении частотных свойств объекта. Их эффективность главным образом ограничена шумами в каналах измерения вибраций, формирующих функционал; при

увеличении вынуждающих сил вибрация может снижаться до прежнего абсолютного уровня, т.е. эффективность гашения возрастает.

Основными недостатками таких систем являются: необходимость большого количества исполнительных устройств особенно при гашении пространственной вибрации; большой уровень развиваемых усилий, значительно превышающий исходные вынуждающие силы; непригодность для гашения нестабильных дискретных и шумовых составляющих.

Системы этого типа имеют определенную область применения в виброакустике протяженных конструкций, но непригодны для гашения вибрации механизмов в широкой полосе частот.

1.4 Анализ параметров современных виброзащитных систем В ряде случаев активные виброзащитные устройства являются единственным эффективным средством защиты от вибраций [70, 12]. Известны фирмы HERZAN (США) [5], HALCYONICS (Германия, США) [5], HERZ (Япония) [5], производящие широкий набор активных виброзащитных устройств (панелей) размерами от 400x400x120 мм до 1000x800x130 мм для нагрузок от 60 до 1200 кг. Механическая часть этих приборов состоит из несущей плиты, установленной на пружинах, на которой симметрично расположены восемь акселерометров и восемь сервисных движителей. Электрические цепи авторегулирования состоят из восьми независимых контуров, включающих пары акселерометр - движитель. Такая конструкция позволяет подавлять все шесть мод колебаний несущей плиты (три торсионные и три поступательные) с установленным на ней защищаемым объектом.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Зелов Александр Федорович, 2017 год

- -

..

I I I I I I I i i i i i i i

2 .3 .4 .5 .75 1 1.25 1.5 1.75 2 2.25 2.5 2.75 3 3.25 3.5 3.75 4 4.25 4.5 4.75 5

Частота, Гц

Рис. 4.4. АЧХ колебаний верхней балки только с пассивной системой (линия 1) и после введения активной виброзащитной системы (линия 2); линия 3 и 4 - линии тренда.

Оценка такого показателя, как скорость перемещения виброзащищаемого объекта, для некоторых типов конструкций является принципиально важным. Сравнение графиков АЧХ скоростей с работающей комбинированной системой виброзащиты и с работающей только пассивной системой показано на рис. 4.6.

1.8

ь

0 1.4

СБ

1 12

и ■в--& 1 я

| о.а

л £ 0.6 о

£ 0.4 н О

0.2 0

0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5

Частота, Гц

Рис. 4.5. Результаты расчета отношения г/г0 при вынужденных колебаниях: г - амплитуда колебаний объекта с активной системой виброзащиты; г0 - амплитуда колебаний объекта с пассивной системой виброзащиты.

,- "1

^ - -

/ -Н-

W

Анализ графиков на рис. 4.6 позволяет сделать выводы об уменьшении колебательности при введении активной виброзащитной системы совместно с пассивной в низкочастотном диапазоне от 0,25-2 Гц. Линии тренда графиков пересекаются на отметке около 2,3 Гц, что говорит о равнозначности в работе комбинированной и пассивной составляющих виброзащитных систем на этой частоте. На графиках прослеживаются резонансные зоны в низкочастотной области 1-2,25 Гц. После проведения оценки качества системы интегральными критериями, получены результаты, демонстрирующие эффективность активной виброзащитной системы относительно пассивной на частотах в диапазоне 0,252,25 Гц. В этом диапазоне она достигает 47%. В диапазоне выше 2,25 Гц лучше работает пассивная система виброзащиты.

в

7

6

сэ

5 5

Е

_й

4

о ^

О

CL

а

* т

и J

2

1

0

О 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5

Частота, Гц

Рис. 4.6. АЧХ скоростей колебаний верхней балки только с пассивной системой (линия 1) и после введения активной виброзащитной системы (линия 2); линии тренда (линия 3 и 4).

Помимо интегральных оценок существует ряд других критериев, характеризующих качество системы при скачкообразном возмущении. Качество работы системы виброзащиты можно оценить по количеству колебаний, возникающих в системе за время переходного процесса. Малые амплитуды и минимальное время затухания являются предпочтительными, поскольку при больших значениях времени протекания процесса и количества периодов колебаний вероятность сбоя настройки прецизионного оборудования возрастает.

/2

/3 /

/ ^—

/ / л

/>

А

К/

Большие амплитуды колебаний вызывают отказы оборудования, что отрицательно сказывается на сохранности объекта, который подвержен виброзащите.

Для анализа динамических свойств и качества исследуемой системы проведены испытания и представлены графики переходного процесса при работе только пассивной и комбинированной виброзащитной систем (рис. 4.7).

О 0.4 О.В 12 1.6 2 2.4

Время, С

Рис. 4.7. Свободные затухающие колебания верхней балки (перемещения): 1 - активная система

виброзащиты; 2 - только пассивная система.

На рис. 4.8 представлено сравнение графиков скоростей свободно затухающих колебаний с работающей комбинированной системой виброзащиты и с работающей только пассивной системой.

Оценка эффективности работы показывает значительный уровень скоростей виброзащищаемого объекта, используя интегральные оценки системы качества, получим разницу в 21% между пассивной системой и комбинированной системой виброзащиты.

ю а

е

4

0

1 2

^

£ О

о

а.

о л

г

О

Л -9

-а -10

0 0.4 О.а 12 1.6 2 2.4

Время, с

Рис. 4.8. Свободные затухающие колебания верхней балки (скорости): 1 - активная система

виброзащиты; 2 - только пассивная система.

Величина эффективности работы систем с использованием интегральных методов оценки качества между пассивной и комбинированной системами виброзащиты достигает 21%.

Исследование комбинированной системы виброзащиты с САУ по перемещению дает удовлетворительные результаты подавления колебаний, однако эффективность работы системы виброзащиты с САУ по перемещению не превышает 14,1%.

4.7 Оценка адекватности математической модели

Для оценки адекватности математической модели были использованы результаты натурного эксперимента и математического моделирования. Из графиков (рис. 4.9) видно, что динамические характеристики построенного экспериментального комплекса и разработанной математической модели согласуются. При использовании линейной интегральной оценки полученных данных установлено, что результаты имеют расхождение 7,4%, что является свидетельством адекватности результатов эксперимента и математического моделирования.

2.75 2.5

2

Э

а 1.5

г

I 1

0.5 О

.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 Частота, Гц

Рис. 4.9. АЧХ колебаний верхней балки с активной виброзащитной системой полученных на экспериментальном комплексе (линия 1) и результаты математического моделирования

(линия 2).

4.8 Рекомендации к проектированию активной системы демпфирования

Проектирование исполнительных устройств активной системы виброзащиты должно осуществляться с учетом максимальных возможных параметров колебаний основания защитной опоры.

Активная виброзащитная система с силовыми элементами, выполненными в виде РКО состоит из 3 элементов: управляемого силового элемента, системы автоматического управления и источника энергии.

Управляемый силовой элемент, выполненный на основе РКО не должен обладать основным недостаткам при использовании в качестве исполнительных устройств активных виброзащитных систем, а именно, необходимо исключить одностороннюю направленность действия этих устройств, т.е. обеспечить обратный ход. Обратный ход, при снятии давления возможно осуществить тремя способами:

1. Под действием собственного веса платформы и оборудования;

2. Под действием срабатывания дополнительного упругого элемента;

3. При установке реверсора, аналогичного тому, который устанавливают на разрывных машинах для сжатия образцов.

Пневмобаллоны представляют собой, как известно, резинокордные оболочки, уплотненные по торцам и заполненные воздухом или иным газом под давлением. В промышленности наибольшее распространение получили три типа резинокордных оболочек: круглые (одно-, двух-, и трехсекционные) пневмобаллоны, рукавные и диафрагменные. РКО следует размещать на специальных площадках с элементами крепления, закрепленных на столе и платформе. Трубопроводы для подвода и отвода газа должны обеспечивать требуемый его расход.

Блок управления. Блок управления целесообразно проектировать на основе микропроцессорных систем. Поскольку, при сложных алгоритмах управления, включающих множество параметров, блок управления должен быть выполнен с применением микроконтроллеров, которые имеют возможность подключения множества датчиков. Блок управления должен иметь цепи защиты по электропитанию, подготовлен к климатическим условиям, в которых эксплуатируется объект. Датчики, используемые в системе управления, должны быть установлены на защищаемой платформе, как можно ближе к ее опоре в тех местах, где собственные частоты колебаний объекта, не совпадают с собственными частотами датчиков, а также защищены от внешних воздействий известными в настоящее время способами. Проведенные испытания комбинированной системы виброзащиты показали, что на частотах превышающих 2,5 Гц она менее эффективна чем пассивная. Поэтому в данном диапазоне ее следует отключать.

Управляющее устройство. Для технической реализации системы автоматического управления активной системой подавления колебаний, целесообразно использовать дроссельные устройства со слаботочным электродинамическим приводом, исключающим создание электромагнитных полей большой напряженности. Расположение золотникового распределительного

устройства в непосредственной близости от РКО нежелательно, во избежание самовозбуждения золотника.

Источник энергии. Для обеспечения исполнительных устройств активной виброзащитной системы пневмоэнергией следует использовать системы подачи газа с глубокой влаго и механической очисткой.

4.9 Результаты и выводы по главе

1. Поставлена цель и определены задачи эксперимента.

2. Выделены определяющие и второстепенные параметры, их предельные значения и граничные условия.

3. Разработана программа и методика проведения лабораторных испытаний и, исходя из принятой погрешности (д = 0,05), определено количество необходимых измерений заданных параметров, которое равно 3.

4. Проведенная оценка качества работы комбинированной системы виброзащиты с использованием интегральных критериев показала ее эффективность в сравнении с работой только пассивной системы при ступенчатом воздействии и при гармоническом возбуждении. В диапазоне от 0,25 - 2 Гц эффективность активной виброзащитной системы достигает 47% по скорости защищаемого объекта и 40% по его перемещению. В диапазоне выше 2,5 Гц комбинированная система становится менее эффективной, чем пассивная и ее следует отключать.

5. При сравнении АЧХ колебаний виброзащищаемой платформы, полученных на математической модели и по результатам лабораторных испытаний установлено, что результаты имеют расхождения, не превышающие 7,4%. А это, в свою очередь, является свидетельством адекватности результатов математического моделирования полученным экспериментальным данным.

6. Сравнение графиков скоростей свободно затухающих колебаний с работающей активной системой виброзащиты и с работающей только пассивной системой показало преимущество комбинированной на величину до 21% по скорости перемещения.

7. Эффективность работы системы виброзащиты с САУ по перемещению платформы не превышает 14,1%. Эффективность такой системы уступает системе виброзащиты с САУ по скорости в 2,8 раза.

Основные результаты и выводы по работе

1. Разработана математическая модель активной системы виброзащиты с приводом на базе резинокордных оболочек, работающей совместно с пассивной системой.

2. Исследование математической модели показало, что комбинированная система демпфирования является эффективной в диапазоне частот 0,5 ^ 2,5 Гц, вследствие влияния постоянных времени процессов наполнения и опорожнения РКО. Следовательно, в диапазоне выше 2,5 Гц систему необходимо отключать.

3. Разработан и построен экспериментальный комплекс для исследования пневопривода комбинированной виброзащитной системы.

4. Испытания комбинированной системы виброзащиты, проведенные на экспериментальном комплексе показали, что снижение уровня вибронагруженности оборудования достигает 40%. Амплитуды скорости колебаний, вызванной единичным воздействием, снижаются на величину до 21%. При периодическом возмущении эффективность комбинированной системы виброзащиты по сравнению с пассивной системой достигает 47%.

5. Показано, что эффективность работы комбинированной системы виброзащиты с управлением пневматическим приводом по перемещению плиты в сравнении с пассивной системой не превышает 14%.

6. При сравнении АЧХ колебаний виброзащищаемой платформы, полученных на математической модели и по результатам натурных испытаний установлено, что расхождение результатов не превышает 7,4%, что может служить свидетельством адекватности результатов математического моделирования экспериментальным данным.

7. Разработаны инженерные рекомендации по проектированию привода активной системы виброзащиты с использованием пневматических резинокордных устройств.

8. Доказано преимущество использования привода с применением пневматических резинокордных исполнительных устройств в диапазоне 0,5 - 2,5 Гц.

Список литературы

1. Адлер Ю.П. Планирование эксперимента при поиске оптимальных условий, 2-е перераб. и доп., - М.: Наука, 1976. - 269 с.

2. Аксенов П.В. Многоосные автомобили. М.: Машиностроение, 1989 . -

280 с.

3. Ан П. Сопряжение ПК с внешними устройствами: Пер. с англ. - М.: ДМК Пресс, 2001 - 320 с.

4. Аналоговые интегральные схемы. Элементы, схемы, системы и применения. / Под ред. Дж. Коннели: Пер. с англ. М.: Мир, 1977. - 439 с.

5. Бабин А.И., Санников С.П. Автоматизация технологических процессов. Элементы и устройства пневмогидроавтоматики. - Екатеринбург, 2002. 145 с.

6. Бабицкий В.И. Электродинамический демпфер. - Изв. АН СССР. Механика и машиностроение, 1962, № 3, с. 81-84.

7. Бавельский М.Д., Девятов С.И. Справочник по пневмоприводу и пневмоавтоматике деревообрабатывающего оборудования. - М.: Лесная промышленность, 1973. 185 с.

8. Базиненков А.М., Зобов И.К., Шаков К.Г. Исследование систем позиционирования и активной виброизоляции на основе магнитоуправляемых материалов. М. МГТУ им. Н.Э. Баумана. 2015 г.

9. Банина Н. В. Структурные методы динамического синтеза колебательных механических систем с учетом особенностей физической реализации обратных связей : дисс. на соискание ученой степени канд. техн. наук : 01.02.06 / Н. В. Банина; Федерал. агентство ж.-д. трансп., Иркут. гос. ун-т путей сообщ. - Защищена 21.12.2006. - Иркутск, 2006. - 192 с.

10. Баранов В.Н. Электрогидравлические следящие приводы вибрационных машин.- М.: Машиностроение, 1988. - 264 с.

11. Бежанов Б.И. Пневматические механизмы. - М.: Машгиз. 1957. -317 с.

12. Безбах И.Ж. Новая конструкция активных виброзащитных устройств. Наука и образование / И.Ж. Безбах, В.А. Мелик-Шахназаров, Д.В. Софиянчук, В.И. Стрелов / МВТУ им. Баумана. - № 09, 2012. - с. 317-324.

13. Бесекерский В.А., Попов Е.П. Теория систем автоматического регулирования. 3-е изд., исправ. М.: Наука, Главная редакция физико-математической литературы, 1975 - 768 с.

14. Берендс Т.К., Ефремова Т.К. Элементы и схемы пневмоавтоматики. -М.: Машиностроение, 1968. 310 с.

15. Болотник Н.Н. Оптимизация амортизационных систем, М.: Наука, 1983. - 256 с.

16. Блохин В.Г. Современный эксперимент: подготовка, проведение, анализ результатов / В.Г. Блохин, О.П. Гладкин, А.И. Гурон, М.А. Ханин; Под ред. О.П. Глудкина. - М.: Радио и связь, 1997. - 232 с.

17. Булгаков Б.Б., Кубрак А.И. Пневмоавтоматика. Киев.: Техника, 1977.

191 с.

18. Бурьян Ю.А., Мещеряков В.И., Сорокин В.Н. Активная система демпфирования продольно-угловых колебаний многоосных автомобилей // Сборник научных трудов, посвященный 60-летию ОмГТУ «Механика процессов и машин» / Омск, 2002 г.- с 59 - 62.

19. Вертолет Ми-8. Техническое описание. Книга 2. Конструкция. М.: Машиностроение. - 1970. - 192 с.

20. Вейц В.Л. Динамика машинных агрегатов / В. Л. Вейц. -Л. :

Машиностроение. -1969. - 368 с.

21. Вибрации в технике. Справочник в шести томах. / Под ред. К.В. Фролова. Том 1. М:, Машиностроение. 1981 г.

22. Вибрации в технике. Справочник в шести томах. / Под ред. К.В. Фролова. Том 2. М:, Машиностроение. 1981 г.

23. Вибрации в технике. Справочник в шести томах. / Под ред. К.В. Фролова. Том 6. М:, Машиностроение. 1981 г.

24. Волович Г.И. Схемотехника аналоговых и аналого-цифровых электронных устройств. М.: Издательский дом «Додэка-ХХ1», 2005. - 528 с.

25. ГАЗ - 4301 Шасси автомобиля. Руководство по эксплуатации 43013902010 РЭ. Н. Новгород. 1993 г.

26. Гайдадин А.Н. Применение средств ЭВМ при обработке активного эксперимента / А.Н. Гайдадин, С.А. Ефремова, ВолгГТУ. - 2008. - 16 с.

27. Генкин М. Д. Развитие методов виброгашения/ М. Д. Генкин, В. Г. Елезов, В.В. Яблонский, Э.Л. Фридман // Методы виброизоляции машин и присоединенных конструкций. М.: Наука. 1975. - с. 58-66.

28. Генкин М. Д. Методы активного гашения вибраций механизмов / М. Д. Генкин, В. Г. Елезов, В. В. Яблонский // Динамика и акустика машин. М.: Наука, 1971. - с. 70-88.

29. Герасимов Н.В. Результаты испытаний виброзащитной системы на основе упругих элементов с управляемой жесткостью/ Н.В. Герасимов, В.И. Крайнов, В.М. Ромашин, Ю.В. Шатилов // Вибрационная прочность и надежность двигателей и систем ЛА: Труды КуАИ.-1980.- С. 68-74.

30. Герасимов Н.В., Шатилов Ю.В. О некоторых виброзащитных системах на основе элементов с управляемой жесткостью / Н.В. Герасимов, Ю.В. Шатилов // Вопросы прочности и долговечности элементов авиационных конструкций: Труды КуАИ.- 1980,- С. 140-149.

31. Герасимов Н.В., Шатилов Ю.В. Амортизация на основе упругого элемента с переменной жесткостью/ Н.В. Герасимов, Ю.В. Шатилов // Вопросы прочности элементов авиаконструкций: Труды КуАИ,- 1975,- вып. 2. - С. 80-85.

32. Герц Е.В., Крейнин Г.В. Расчет пневмоприводов. -М.: Машиностроение, 1975. 272 с.

33. Гёлль П. Как превратить персональный компьютер в измерительный комплекс: Пер. с фр. - 2-е изд., испр. - М.: ДМК Пресс, 2001. - 144 с.

34. Данилов В.А. Вертолет Ми-8: (Устройство и техническое обслуживание). - М.: Транспорт, 1988. - 278 с.

35. Димов А. В. Моделирование и динамические процессы в обобщенных задачах виброзащиты и виброизоляции технических процессов: дис. канд. техн. наук: 01.02.06/ А.В. Димов; науч. рук. С.В. Елисеев; Федерал. агентство ж.-д. трансп., Иркут. гос. ун-т путей сообщ. - Защищена 24.11.2005. - Иркутск, 2005.210 с.

36. Динамика следящих приводов. / Под ред. Л.Б. Рабиновича. - М.: Машиностроение, 1982. 496 с.

37. Динамический синтез в обобщенных задачах виброзащиты виброизоляции технических объектов / С. В. Елисеев. Ю. Н. Резник, А. П. Хоменко, А.А. Засэдко; Читин. гос. ун-т, Иркут. гос. ун-т путей сообщ. - Иркутск: Изд-во Иркут. гос. ун-та, 2008. - 523 с.

38. Дмитриев В.Н., Градецкий В.Г. Основы пневмоавтоматики. - М.: Машиностроение, 1973. 360 с.

39. Дран М.А. Динамический синтез и моделирование в задачах оценки и изменения вибрационного состояния крутильных колебательных систем : дис. канд. техн. наук : 01.02.06 / М. А. Дран ; Иркут. гос. ун-т путей сообщ. -Защищена 29.06.2006. - Иркутск, 2006. - 177 с.

40. Ермошенко Ю.В. Управление вибрационным состоянием в задачах виброзащиты и виброизоляции: дис. на соиск. учен. стел. канд. техн. наук / Ю. В. Ермошенко ; МПС РФ, Иркут. гос. ун-т путей сообщ. - Иркутск, 2003. - 196 с.

41. Елисеев С.В. Динамические гасители колебаний /С.В. Елисеев, Г.П. Нерубенко // Новосибирск: Наука, 1982,- 140 с.

42. Елисеев С.В. Структурная теория виброзащитных систем. -Новосибирск: Наука, 1986. - 237 с.

43. Елисеев С.В. Виброзащита и виброизоляция как задача управления колебаниями объектов / С. В. Елисеев, А. А. Засядко // Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. - 2004. - № 1. - с. 20-29.

44. Елисеев С. В. Проблемы виброзащиты и виброизоляции технических объектов в работах Иркутской школы механиков / С. В. Елисеев, А. П. Хоменко // Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. Ир- ГУ ПС. - 2005. - № 1 (5). - с. 6-32.

45. Захаров В.К. Электронные элементы автоматики / В.К. Захаров -Л.: Энергия, 1967. - 352с.

46. Засядько А.А. Обобщенные динамические связи и механизмы в задачах виброзащиты и виброизоляции оборудования. Дисс. на соиск. уч. степ. д.т.н. Иркутск 2009 г.

47. Зелов А.Ф. Математическая модель комбинированной системы виброзащиты с использованием РКО/ Ю.А. Бурьян, В.Н. Сорокин, А.Ф. Зелов // II международная научно-практическая конференция «Достижения и проблемы современной науки» (03 ноября 2015г.) 3 часть г. Санкт-Петербург- 2015. -Научный журнал Globus. с. 105-109.

48. Зелов А.Ф. Классификация систем виброзащиты приборов и оборудования/ Ю.А. Бурьян, В.Н. Сорокин, А.Ф. Зелов // Международная научно-практическая конференция г. Смоленск, 30 ноября 2015 г. В 3-х частях. Часть 1. с. 113-116.

49. Зелов А.Ф. Разработка и исследование математической модели комбинированной системы виброзащиты на базе пневматических резинокордных устройств/ Ю.А. Бурьян, В.Н. Сорокин, А.Ф. Зелов // Омский научный вестник. Серия Приборы, машины и технологии. №4 (148) 2016 г. с. 19-23.

50. Зелов А.Ф. Уточнение и исследование математической модели комбинированной системы виброзащиты с использованием РКО/ Ю.А. Бурьян, В.Н. Сорокин, А.Ф. Зелов // VIII Международная научно-практическая конференция «Достижения и проблемы современной науки» (07 мая 2016 г.) г. Санкт-Петербург. Научный журнал Globus. с. 44-50.

51. Зелов А.Ф. Анализ виброзащитных средств и их классификация/ Ю.А. Бурьян, В.Н. Сорокин, А.Ф. Зелов // Проблемы разработки, изготовления и эксплуатации ракетно-космической техники и подготовки инженерных кадров для авиакосмической отрасли. Материалы IX Всероссийской научной конференции, посвященной памяти гл. конструктора ПО «Полет» А.С. Клинышкова. - 2015. С. 74-86.

52. Зелов А.Ф. Стенд для исследования комбинированной виброзащитной системы.// Бурьян Ю.А., Сорокин В.Н., Захаренков Н.В., Зелов А.Ф.// Вестник СибАДИ Выпуск 6 (52), 2016, С 13 - 19.

53. Зелов А.Ф. Экспериментальное исследование комбинированной системы виброзащиты прецизионного оборудования. Вестник ЮуГУ, серия Машиностроение, том 16, №4 (2016), С 42 - 50.

54. Иващенко Н.Н. Теория автоматического регулирования. Теория и элементы систем / Н. Н. Иващенко. - М.: Машиностроение, 1993. - 632 с.

55. Имаев Д.Х. и др. Анализ и синтез систем управления. / Д.Х. Имаев, З. Ковальски, В.Б. Яковлев, Л.Б. Пошехонов, Г.П. Цапко - Санкт-Петербург, Гданьск, Сургут, Томск, 1998. - 264 с.

56. Иорши Ю. И. Виброметрия / Ю. И. Иорши. - М.: Машгиз, 1963. - 760

с.

57. Кириллов В.В., Аналоговое моделирование динамических систем / В.В. Кириллов, B.C. Моисеев - М.: Машиностроение, 1977,- 287 с.

58. Коловский М.З. Автоматическое управления виброзащитными системами. - М.: Наука, 1976. - 320 с.

59. Костин С.В., Петров Б.И., Гамынин Н.С. Рулевые приводы. - М.: Машиностроение, 1973. 206 с.

60. Кочетов О.С., Дербаремдикер А.Д., Синев А.В. и др. Экспериментальное исследование виброизолирующей пневматической подвески сидения оператора // Колебания сложных упругих систем. М.: Наука, 1981. - С. 71-78.

61. Кочетов О.С. Пневматическая система виброзащиты с переменной структурой демпфирования // Вестник машиностроения, - 1985. - №11.- С.29-30.

62. Куо Б. Теория и проектирование цифровых систем управления: Пер. с англ. - М.: Машиностроение, 1986. - 448 с.

63. Кэрноп Д. Принципы проектирования систем управления колебаний, использующих полуактивные демпферы // Динамика систем, механика и контроль: Труды американского общества инженеров механиков. - 1990. -Вып. 112., №3, - С.448-453.

64. Лонцих П.А. Пневматические виброзащитные системы / П. А. Лонцих, С. В. Елисеев // Теория активных виброзащитных систем : сб. ст. / Иркут. политехн. ин-т. - Иркутск, 1975. -Вып. 2., ч. 1. - с. 5-7.

65. Лукьянов А.В. Исследование управляемой виброзащитной системы с учетом запаздывания //Динамика управляемых колебательных систем. Иркутск: ИЛИ, 1983. - С. 111-121.

66. Лукьянов А.В. Динамика виброзащитной системы с периодически изменяющимися параметрами // Роботы и робототехнические системы. Иркутск: ИЛИ, 1983.- С. 53-59.

67. Лукьянов А.В. Исследование пневматического амортизатора с воздушным демпфированием // Управляемые механические системы. Иркутск: ИЛИ, 1984. - С. 108-114.

68. Лукьянов А.В. Исследование динамического гасителя колебаний переменной структуры // Управляющиеся механические системы. Иркутск: ИЛИ, 1985. - С. 86-94.

69. Машиностроительный гидропривод. / Под ред. В.И. Прокофьева. -М.: Машиностроение, 1978. 496 с.

70. Мелик-Шахназаров В.А., Стрелов В.И., Софиянчук Д.В., Безбах И.Ж. Электронные цепи управления активных виброзащитных устройств нового поколения. Научное приборостроение, том 22, №3, 2012 г. с 46-52.

71. Мироновский Л.А. Алгоритмы оценивания результата трех измерений / Л.А. Мироновский, В.А. Слаев - СПб: «Профессионал», 2010. - 192 с.

72. Наземцев А.С. Гидравлические и пневматические системы. Часть 1. Пневматические приводы и средства автоматизации. Учебное пособие. - М.: ФОРУМ, 2004. - 240 с.

73. Наземцев А.С. Пневматические и гидравлические приводы и системы. Часть 2. Гидравлические приводы и системы. Основы. Учебное пособие / А.С. Наземцев, Д.Е. Рыбальченко. - М.: ФОРУМ, 2007 - 304с.

74. Налимов В.В. Теория эксперимента. - М.: Наука, 1971. - 207 с.

75. Насников Д.Н. Формы и особенности динамического взаимодействия звеньев в виброзащитных системах с расширенным набором типовых элементов. Дисс. на соиск. уч. степ. к.т.н. Иркутск 2009 г.

76. Насников Д.Н. Типовые звенья в структурных интерпретациях механических колебательных систем / Д. Н. Насников, А. С. Логунов // Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. - 2006. - №4 (12). -с. 78-92.

77. Олейников А.С. Разработка квазиоптимального дискретного управления жесткостью виброзащитной системы. Дисс. на соиск. уч. степ. к.т.н. Волгоград-2014.

78. Основы гидравлики: Курс лекций / А.А. Кононов, Д.Ю. Кобзов, Ю.Н. Кулаков, С.М. Ермашонок / Братск: ГОУВПО «БрГТУ». - 2004. - 92 с.

79. Пат. 159456 Российская Федерация, МПК G 01 M 17/04. Комбинированная виброзащитная система / Ю.А. Бурьян, В.Н. Сорокин, А.Ф. Зелов, А.Ю. Кондюрин; № 2015123195/05; заявл. 16.06.2015; опубл. 10.02.2016 Бюл. № 4.

80. Пат. 115910 Российская Федерация, МПК G 01 M 17/04. Стенд для испытания элементов подвески автотранспортных средств / Н.В. Захаренков, В.Н. Сорокин; № 2011149215/11; заявл. 02.12.11; опубл. 10.05.12.

81. Пат. 1605655 Российская Федерация, МПК F 16 F 13/00. Виброизолирующая подвеска / Ю.Б. Князев, Ш.А. Чураков, В.А. Савин; № 4490497/28; заявл. 05.10.1988; опубл. 15.11.1994.

82. Пат. 1605655 Российская Федерация, МПК F 16 F 13/00. Виброзащитное устройство / В.М. Рогачев, В.Н. Ягодкин; № 4952583/28; заявл. 28.06.1991; опубл. 20.02.1995.

83. Пейтон А.Дж., Волш. В. Аналоговая электроника на операционных усилителях. М.: БИНОМ, 1994 - 352 с.

84. Половко A.M., Бутусов П.Н. MATLAB для студента. СПб.: БХВ-Петербург, 2005. - 320 с.

85. Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем / Д.Н. Попов. - М.: Машиностроение, 1987. - 464 с.

86. Попов Д.Н. Нестационарные гидромеханические процессы. - М.: Наука, 1982. - 382 с.

87. Платовских М. Ю. Исследование динамики перфоратора // Современное машиностроение Наука и образование: Материалы 2-й Мекдунар. науч.- практ. конференции. / Под.ред. М.М.Рцкевича и А.Н. Евграфова - СПб.: Изд-во Политехн. ун-та 2012.- с. 585-591.

88. Пневмопривод систем управления летательных аппаратов \ Под ред. А.В. Чащина; М., 1987. - 248 с.

89. Распопов В.Я. Микромеханические приборы / В.Я. Распопов. - М.: Машиностроение, 2007. - 400 с.

90. Сафронов А.Я. Малогабаритные пьезоэлектрические вибрационные гироскопы широкого применения / А.Я. Сафронов, В.Г. Никифоров, Д.Ю. Шахворостов, А.К. Калифатиди, В.В. Барыкип// «Электропика НТБ». Москва. -2007. - 63-65 с.

91. Смирнов В.А. Дисс. на соиск. уч. степ. к.т.н. Виброзащита высокоточного оборудования на основе виброизоляторов квазинулевой жесткости. М. 2014 г.

92. Спасокукоцкий О.К. Элементы электроавтоматики / Спасокукоцкий О. К., Суд-Злочевский А. И. - Киев: Техника, 1965. - 136 с.

93. Седов Л.И. Методы подобия и размерности в механике - изд. 8-е, перераб., Главная редакция физико-математической литературы издательства «Наука», - М., 1977, 440 с.

94. Сейсморазведка. Справочник геофизика. / Под ред. И.И. Гурвича. -М.: Недра, 1981. 464 с.

95. Сорокин В.Н. Динамика гидромеханических источников сейсмических волн с силовым замыканием на среду. Дисс. на соиск. уч. степ. д.т.н. Омск 2004. -297 с.

96. Сорокин В.Н., Захаренков Н.В. Математическая модель стенда для исследования активной системы демпфирования угловых колебаний автомобилей. Вестник Кузбасского гос. техн. ун-та №1 (89). 2012 г. - с 132-137.

97. Стенд для исследования колебательных процессов транспортных средств: пат. 2026544 Рос. Федерация: МПК 6 G01M17/04 / Геращенко В.В., Коваленко Н.А., Брилев А.И., Яскевич М.Я.; заявитель и патентообладатель Геращенко В.В., Коваленко Н.А., Брилев А.И., Яскевич М.Я.. - № 5015532/11; заявл. 09.12.1991; опубл. 09.01.1995.

98. Сущенко О.А., Карасев С.В. Обзор современного состояния микроэлектромеханических датчиков угловой скорости и тенденции их развития// Електрошка та системи управлшня. 2011.27 С. 103-108.

99. Трофимов А.И., Егупов Н.Д., Дмитриев А.Н. Методы теории автоматического управления, ориентированные на применение ЭВМ. М.: Энергоагомиэдат, 1997. - 532 с.

100. Тетельбаум И.М. 400 схем для АВМ / И.М. Тетельбаум, Ю.Р. Шнейдер - М.: Энергия, 1978. - 248 с.

101. Фейзханов У. Современные методы автоматизации измерительных и технологических процессов /У. Фейзханов, Д. Таликов/ Современная электроника. - 2006. - №4. с. 64-67.

102. Фролов К.В., Фурман Ф.А. Прикладная теория виброзащитных систем. М.: Машиностроение, 1980. - 276 с.

103. Фурунжиев Р.И. Проектирование оптимальных виброзащитных систем - Минск. - «Вышэйшая школа», 1971. - 304 с.

104. Ходасевич Г.Б. Обработка экспериментальных данных на ЭВМ. Часть 1. Обработка одномерных данных. Учебн. пособ. - СПб.: СПбГУТ. 2002. - 82 с.

105. Чащин В.А., Камладзе О.Г., Кондратьев А.Б. Певмопривод систем управления летательных аппаратов. - М.: машиностроение, 1987. - 248 с.

106. Чупраков Ю.И. Гидравлические системы защиты человека оператора от общей вибрации / Ю. И. Чупраков. - М. : Машиностроение, 1987. - 224 с.

107. Электродинамические вибраторы / М.Д. Генкин [и др.]. М.: Машиностроение, 1975. - 96 с.

108. Электромеханические преобразователи гидравлических и газовых приводов. /Е.М. Решетников, Ю.А. Саблин, В.Е. Григорьев. - М.: Машиностроение, 1982. 145 с.

109. Яценко Н.Н. Колебания, прочность и форсированные испытания / Н.Н. Яценко. - М.: 1972. - 368 с.

110. Adamo F., Attivissimo F., Lanzolla A. M. L. Assessment of the Uncertainty in Human Exposure to Vibration: An Experimental Study. IEEE Sensors Journal, 2014, V. 14, I. 2. pp. 474-481. DOI: 10.1109/JSEN.2013.2284257

111. Bian J., Jing X. Biomimetic design of woodpecker for shock and vibration protection. Robotics and Biomimetics (ROBIO), 2014 IEEE International Conference on, 2014, pp. 2238-2243. DOI: 10.1109/R0BI0.2014.7090670

112. Bowler C. E. J. Grid induced torsional vibrations in turbine-generators -Instrumentation, monitoring, and protection. Power and Energy Society General Meeting, 2012 IEEE, 2012, pp. 1-7. DOI: 10.1109/PESGM.2012.6345064

113. Capatti M. C., Carbonari S., Gara F., Roia D., Dezi F. Experimental study on instrumented micropiles. Environmental, Energy, and Structural Monitoring Systems (EESMS), 2016 IEEE Workshop on, 2016, pp. 1-6. DOI: 10.1109/EESMS.2016.7504831

114. Caterino N., Spizzuoco M., Occhiuzzi A. Skyhook-based monitoring and control of a steel building under seismic action. Environmental, Energy, and Structural Monitoring Systems (EESMS), 2016 IEEE Workshop on, 2016, pp. 1-6. DOI: 10.1109/EESMS.2016.7504833

115. Dimirovski G. M. Vuk and Georgi: An adventure into active systems via mechatronics, robotics and manufacturing engineering. Intelligent Systems and Informatics (SISY), 2013 IEEE 11th International Symposium on, 2013, pp. 11-19. DOI: 10.1109/SISY.2013.6662554

116. Droppa P., Kalna P., Filípek S. Application diagnostics methods for modernization vehicle IFV-2. Military Technologies (ICMT), 2015 International Conference on, 2015, pp. 1-5. DOI: 10.1109/MILTECHS.2015.7153762

117. Liu L., Zhang X., Yang Q. Estimation of the optimum parameters of fluid viscous dampers for seismic response control of highway bridges. Control Conference (CCC), 2010 29th Chinese, 2010, pp. 5705-5711.

118. Palacios-Quiñonero F., Karimi H. R. Passive-damping design for vibration control of large structures. Control and Automation (ICCA), 2013 10th IEEE International Conference on, 2013, pp. 33-38. DOI: 10.1109/ICCA.2013.6565018

119. Williams R.A., Burnham K.J., Webb A.C. Developments for an oleo-pneumatic active suspension / Proc. IEEE International Symposium on Computer-Aided Control System Design, Dearborn, USA, 1996. - pp. 44-49.

120. Yang P. Mechanical characteristics of oil-damping shock absorber for protection of electronic-packaging components. Tsinghua Science and Technology, 2012, V. 10. I. 2, pp. 216-220. DOI: 10.1016/S1007-0214(05)70057-2

121. Yang Q., Diao A., Lou J., Liu S. Artificial Intelligence and Education (ICAIE), 2010 International Conference on. Artificial Intelligence and Education (ICAIE), 2010 International Conference on, 2010, pp. 712-717. DOI: 10.1109/ICAIE.2010.5641521

122. Yazdi N. Micro machined Inertial Sensors / N. Yazdi, F. Ayazi K. Najafi. // Proc IEEE, 1998: Vol. 86. - No. 8. - pp. 1640 - 1659.

123. Zhang X., Sun D., Song., Yan B. Dynamics characteristic study of the visco-elastic suspension system of construction vehicles. Technology and Innovation Conference 2009 (ITIC 2009), International, 2010, pp. 1-4. DOI: 10.1049/cp.2009.1508

ПРИЛОЖЕНИЕ