Возможности оценки и коррекции динамических состояний в задачах повышения эффективности использования вибрационных технологических машин тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.02, кандидат наук Выонг Куанг Чык

• Выонг Куанг Чык
• кандидат наук
• 2019

Оглавление диссертации кандидат наук Выонг Куанг Чык

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. СОВРЕМЕННЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЙ ПО ПОВЫШЕНИЮ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН

1.1. Некоторые актуальные вопросы и задачи динамики машин

1.2. Методологические основы построения математических моделей технологических вибрационных машин: принципиальные схемы, дополнительные связи, математические модели

1.3. Аналитические подходы в задачах динамки машин

(особенности структурного математического моделирования)

1.3.1. Динамические состояния технических объектов:

задачи, методы оценки

1.3.2. Типовые элементы, правила соединения, структурные преобразования схем при структурном математическом моделировании

1.4. Выводы по первой главе

1.5. Цель и задачи исследований

ГЛАВА 2. РАЗВИТИЕ МЕТОДОЛОГИЧЕСКИХ ПОЗИЦИЙ В МАТЕМАТИЧЕСКОМ МОДЕЛИРОВАНИИ

ТЕХНИЧЕСКИХ ОБЪЕКТОВ

2.1. Особенности структурного математического моделирования

в оценке динамических свойств механических колебательных систем

2.1.1. Особенности построения математических моделей и их преобразования при инерционном элементе в виде протяженного твердого тела, совершающего плоские движения

2.1.2. Введение дополнительных связей

2.2. Кинематическое возмущение в механических

колебательных системах

2.2.1. Математические модели и особенности их построения

2.2.2. Учет связности между приведенными массами

устройств для преобразования движения

2.2.3. Особенности динамических свойств системы

2.3. Выводы по второй главе

ГЛАВА 3. О СВЯЗИ РАСПОЛОЖЕНИЯ УЗЛА КОЛЕБАНИЙ С ВЫБОРОМ ПАРАМЕТРОВ МЕХАНИЧЕСКОЙ

КОЛЕБАТЕЛЬНОЙ СИСТЕМЫ

3.1. Построение математической модели

3.2. Особенности расположения характерных точек

3.3. Совместное действие двух силовых факторов

3.4. Особенности свойств системы при кинематическом возмущении

3.5. Случай действия несимметричного одиночного силового фактора

3.6. Выводы по третьей главе

ГЛАВА 4. НЕКОТОРЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ В РЕШЕНИИ ЗАДАЧ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ ФУНКЦИОНИРОВАНИЯ ВИБРАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН

4.1. Рычажные связи в задачах коррекции динамического состояния рабочего органа вибростенда

4.1.1. Некоторые общие положения

4.1.2. Особенности динамических свойств системы

межпарциальных связей

4.1.3. Определение критических соотношений

4.1.4. Возможности обеспечения необходимой структуры вибрационного поля при одном устройстве для преобразования движения

4.2. Новые возможности изменения динамических состояний вибрационных технологических машин

4.2.1. Оценка динамических свойств системы

при одновременном действии двух силовых возмущений

4.2.2. Оценка динамических свойств: частотная диаграмма

4.2.3. Построение амплитудно-частотных характеристик

межпарциальных связей

4.3. Методика расчета динамических параметров вибрационного поля

4.3.1. Составление математической модели

4.3.2. Особенности технологического объекта

4.4. Выводы по четвертой главе

Основные выводы по диссертации

Список литературы

Приложение А. Методические разработки по оценке возможностей изменения динамических свойств механических колебательных систем при введении дополнительных связей

Приложение Б. Влияние инерционных связей на распределение

амплитуд колебаний точек рабочего органа технологической

вибрационной машины (Методологические положения)

Приложение В. Возможности регулирования распределения амплитуд колебаний точек рабочих органов технологических машин

Приложение Г. Акты внедрения

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Возможности оценки и коррекции динамических состояний в задачах повышения эффективности использования вибрационных технологических машин»

ВВЕДЕНИЕ

Современные технологические машины работают с высокой производительностью в условиях интенсивного динамического нагружения. Вибрации, в той или иной форме, сопровождают функционирование многих машин, что связано с особенностями взаимодействия рабочих органов с технологической средой, конструктивно-техническими формами реализации технологических процессов. Взаимодействия элементов технических объектов создают вибрационные пространства локальных и общих динамических состояний. Задачи динамики машин разнообразны и имеют свою специфику, которая проявляется в возможностях возникновения нарушений и отказов в функционировании узлов и агрегатов. Это требует особого внимания в разработке принципов построения рациональной работы машин и их узлов, в том числе и предварительных исследований и оценки динамических возможностей в поддержании соответствующего уровня динамического качества на всех стадиях жизненного цикла технических объектов, работающих в сложных динамических условиях.

Современное машиноведение является теоретической основой различных отраслей машиностроения. Проблемы динамики машин нашли отражение в научных трудах российских ученных Алабужева П.М., Артоболевского И.И., Бидермана В.Л., Биргера И.А., Блехмана И.И., Боголюбова Н.Н., Бы-ховского И.И., Вейца В.Л., Вульфсона И.И., Ганиева Р.Ф., Генкина М.Д., Гончаревича И.Ф., Коловского М.З., Кононенко В.О., Левитского Н.И., Лурье А.И., Пановко Я.Г., Повидайло В.А., Потураева В.Н., Фролова К.В. и др.; среди зарубежных специалистов известность получили работы Ch.E. Crede, C.M. Harris, Karnovsky I.A., C.W. De Silva, J.C. Snowdon, Дж.Л. Бернса, М.Ф. Гарднера, Дж.П. Ден-Гартога, Г. Каудерера, И.Е. Морзе, С.П. Тимошенко, Кин Н. Тонга, Р.Т. Хинкл, Ф.С. Цзе, и др.

Многообразие задач динамики во многом предопределяет развитие научного базиса машиноведения, как междисциплинарного пространства, широко использующего аналитический аппарат теоретической и прикладной

механики, теории колебаний, теории цепей, теории автоматического управления, прикладного системного анализа и разнообразных методов математического моделирования.

В последние годы широкое распространение получили методы и подходы нелинейной динамики машин. При этом используются современные средства численного моделирования; применяются пакеты прикладных программ. Во многих случаях в качестве расчетных схем технических объектов различного назначения используются механические колебательные системы с несколькими степенями свободы. Такие системы имеют развитую структуру связей, отражающих особенности динамических взаимодействий элементов и специфику возникающих форм динамических режимов.

Структуры технических объектов часто обладают пространственными формами. Это связано не только с необходимостью рассмотрения движений по нескольким координатам, но и - учетом возможностей одновременного действия нескольких возмущений. При этом создаются не только новые динамические эффекты, но и усложняется анализ динамических состояний технических объектов.

Во многих случаях большое значение в оценке динамических свойств машин имеют детализированные представления о структуре вибрационных полей, как проявлениях форм распределения амплитуд колебаний точек рабочих органов машин в плоских или пространственных движениях. Структуры таких распределений зависят от многих факторов, особенностей конструктивно-технических решений, форм внешних воздействий, наличия дополнительных связей, вводимых в структуры технических объектов.

Несмотря на рост внимания к задачам и проблемам динамики современных машин, многие проблемы еще далеки от завершения и нуждаются в большей детализации представлений о динамических взаимодействиях элементов современных машин. Серьезный вклад в динамику машин новых поколений внесли российские ученые Блехман И.И., Брискин Е.С., Вейц В.Л., Вульфсон И.И., Елисеев С.В., Израилович М.Я., Камаев В.А., Пановко Г.Я.,

Савоськин А.Н., Фурунжиев Р.И., Хачатуров А.А., Черноусько Ф.Л., Яцун С.П. и др.

Характерным для современных направлений исследований является широкое использование методов математического аппарата прикладного системного анализа и структурного математического моделирования, создающих возможности детализированного рассмотрения многофункциональных проявлений эффектов динамических связей и форм взаимодействий элементов систем.

Целью диссертационных исследований является разработка методов и технологий построения математических моделей динамических состояний технологических машин для формирования структуры вибрационных полей рабочих органов, обеспечения надежности их эксплуатации и повышения эффективности процессов.

Для достижения поставленной цели предполагается решение ряда задач:

1. Анализ и изучение тенденций развития и построения расчетных схем технологических вибрационных машин и их рабочих органов в направлениях развития методов оценки, формирования и коррекции динамических свойств и состояний в задачах динамики взаимодействия элементов технических объектов.

2. Разработка метода построения математических моделей технических объектов, рассматриваемых в виде механических колебательных систем с несколькими степенями свободы, отображающих специфические особенности технических объектов, связанных с распределением амплитуд колебаний точек рабочего органа, связностью движений между отдельными координатами, введением дополнительных связей, учетом одновременности действия нескольких возмущающих факторов и проявлений новых динамических эффектов.

3. Разработка метода оценки, формирования и коррекции параметров и структуры вибрационного поля технологической вибрационной машины с

рабочим органом в виде твердого тела, совершающего плоские колебательные движения на основе представлений об узлах колебаний, как некоторых точек, определяющих специфику распределения амплитуд колебаний точек рабочего органа.

4. Разработка способов и средств изменения и формирования динамических состояний, в механических колебательных системах с несколькими степенями свободы при введении дополнительных связей, реализуемых механизмами рычажного типа и устройствами для преобразования движения.

5. Разработка методических материалов для детализированной технологии построения математических моделей технических объектов, в рамках методов структурного математического моделирования и реализации возможностей формирования вибрационных полей рабочих органов.

Объектом исследования являются динамические состояния объектов машиностроения, возникающие при действии периодических внутренних и внешних вибрационных нагружений с учетом специфики технологических машин.

Предметом исследования являются особенности динамических свойств, отображаемые расчетными схемами объектов машиностроения на уровне линейных механических колебательных систем с сосредоточенными параметрами с несколькими степенями свободы, совершающими малые колебания относительно положения установившегося движения при одновременном действии нескольких факторов, изменяющих динамическое состояние системы.

Научная новизна работы заключается

1. Выявлены и изучены специфические динамические состояния, возникающие в механических колебательных системах с сосредоточенными параметрами при одновременном совместном действии нескольких внешних гармонических возмущений, что проявляется через эффект изменения динамических свойств систем, отражающихся в реализациях динамических эффектов в формах самоорганизации движений элементов (динамическое га-

шение колебаний, совместность движения, распределение амплитуд колебаний в вибрационных полях и др.).

2. Разработаны методы изменения динамических состояний механической колебательной системы на основе введения в структуры расчетных схем дополнительных связей в виде устройств для преобразования движения, реализуемых рычажными или винтовыми несамотормозящимися механизмами и др.

Теоретическая и практическая значимость результатов. Разработаны принципиальные положения по расширению методологического базиса в оценке динамических свойств механических колебательных систем, используемых в качестве расчетных схем технических объектов, в частности, технологических вибрационных машин с возможностями использования методов оценки и изменения структуры и параметров вибрационных полей, что достигается на основе развития методов структурного математического моделирования в тех направлениях, которые связаны с введением дополнительных связей различной природы, учетом одновременного действия нескольких связанных между собой силовых факторов. Результаты исследований нашли применение в нескольких производственных предприятиях региона, а также используются в учебном процессе (акты прилагаются).

Исследования соответствуют паспорту научной специальности 05.02.02 - «Машиноведение, системы приводов и детали машин».

1. Формула специальности «Машиноведение, системы приводов и детали машин - наука, изучающая объекты машиностроения и процессы, влияющие на техническое состояние этих объектов; разрабатывающая теорию, методы расчетов и проектирования машин, систем приводов, узлов и деталей машин независимо от их отраслевой принадлежности и назначения с целью совершенствования существующих и создания новых машин и механизмов высокой производительности, долговечности и надежности, технологичности, низкой материалоемкости и себестоимости, обладающих конкурентоспособностью на мировом рынке» предопределяет внимание и инициа-

тивы по разработке методов математического моделирования, построения математических моделей, разработки способов и средств оценки, контроля и управления динамическими состояниями технических объектов, в том числе технологических машин, что является целью предлагаемых направлений исследований.

2. В разделе паспорта «Области исследований» (пункт 1 паспорта «Теория и методы исследования процессов, влияющих на техническое состояние объектов машиностроения, способы управления этими процессами»).

3. Пункт 2 паспорта «Теория и методы проектирования машин и механизмов, систем приводов, узлов и деталей машин».

4. Пункт 4 паспорта «Методы исследования и оценки технического состояния объектов машиностроения, в том числе на основе компьютерного моделирования».

5. Пункт 6 паспорта «Развитие фундаментальных положений родственных и смежных областей науки применительно к исследованию, проектированию и расчетам объектов машиностроения».

6. Пункт 8 паспорта «Теория и методы создания машин и механизмов на основе новых физических эффектов и явлений».

Методология и методы исследования. Используются методы теоретической и прикладной механики, теории механизмов и машин. Применяются технологии структурного математического моделирования на основе аналитического аппарата теории автоматического управления.

На защиту выносятся следующие положения:

1. Алгоритмическая основа структурных преобразований исходной структурных математических моделей механических систем для получения форм, удобных для решения задач оценки динамических состояний, связанных с определением динамических реакций связей, динамических жестко-стей систем, параметров режимов динамического гашения колебаний и форм

распределения амплитуд колебаний по рабочим органам технического объекта.

2. Метод построения математических моделей механических колебательных систем, отражающих динамические свойства технических объектов при одновременном действии нескольких гармонических возмущений.

3. Метод и технология построения частотных диаграмм для технических объектов, отображаемых расчетными схемами в виде механических колебательных систем с двумя степенями свободы при одновременном действии нескольких гармонических внешних возмущений.

Достоверность результатов исследования. Выполнение исследований проводилось в соответствии с паспортном научной специальности 05.02.02 «Машиноведение, системы приводов и детали машин», что предопределяет использование математического аппарата теоретической механики, теории механизмов и машин, динамики и прочности машин, оборудования и аппаратуры. Автором использованы апробированные практикой методы оценки динамических свойств механических колебательных систем, а также возможности и методологического базиса теории колебаний. Особенностью работы является развитие и использование методических подходов, определяемых динамическим аппаратом теории автоматического управления. В обоснование полученных результатов применялись методы вычислительного моделирования, основанные на использовании пакетов прикладных программ Mathcad, Matlab.

Реализация работы. Основные результаты были получены автором в рамках госбюджетной темы «Разработка методов структурного математического моделирования в задачах динамики технологических машин», выполняемой в соответствии с Государственным заданием № 109-00005-17-01 на 2017 год для Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения высшего образования «Иркутский государственный университет путей сообщения» (№ госрегистрации 01201352793).

Апробация работы и результатов. Основные результаты исследований докладывались, обсуждались и одобрены на ежегодных международных научных конференциях: I Международная научно-практическая конференция «Фундаментальные основы механики» (Новокузнецк, 2016); Международная научно-практическая конференция «Решетневские чтения» (Красноярск, 2016, 2018); XV Всероссийская с международным участием научно-техническая конференция «Механики XXI веку» (Братск, 2016); III Международная школа-конференция молодых ученых «Нелинейная динамика машин» (Москва, 2016); XI Международная Четаевская конференция «Аналитическая механика, устойчивость и управление» (Казань, 2017); International Conference on Recent Advances in Engineering, Technology and Applied Sciences (Detroit, 2017); XI Международная научно-техническая конференция «Современные проблемы машиностроения» (Томск, 2017); II Всероссийская научно-техническая конференция «Механика и математическое моделирование в технике» (Москва, 2017); IV Международная научно-практическая конференция «Актуальные вопросы и перспективы развития транспортного и строительного комплексов» (Беларусь, 2018); «Наукоёмкие и виброволновые технологии обработки деталей высокотехнологичных изделий» (Ростов-на-Дону, 2018).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 25 печатных работ, из них 9 в журналах из перечня ВАК РФ; получено пять российских патентов на изобретение и один российский патент на полезную модель.

Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных выводов по работе, списка литературы на 122 наименования и 4 приложений. Работа изложена на 172 страницах машинописного текста, содержит 90 рисунков и 2 таблицы.

ГЛАВА 1. СОВРЕМЕННЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЙ ПО ПОВЫШЕНИЮ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН

Технологические машины используются в различных отраслях производства. Обеспечение высокого уровня надежности и эффективности работы машин является сложной актуальной комплексной научно-технической проблемой. Технические объекты эксплуатируются в условиях повышенных нагрузок, что предопределяет повышенное внимание к динамическому качеству машин на стадиях предварительных исследований и оценок, при проведении соответствующих расчетов и выбора рациональных конструктивно-технических решений.

Основные проблемы, стоящие перед машиноведением, требуют консолидации усилий научных и инженерно-технических кадров, что нашло отражение в работах [88, 98, 110]. Серьезные задачи по обеспечению надежности технических систем связаны с необходимостью ужесточения требований к работе оборудования и аппаратуры при повышенных уровнях вибраций. Возникающие при этом научно-технические проблемы требуют детализации представлений об особенностях динамических процессов, развития методологических основ оценки динамических состояний, то есть создания теоретического базиса для решения новых задач динамики.

Технологические вибрационные машины используются во многих отраслях промышленности и представлены различными типами вибростендов, грохотов, дробилок, виброуплотнителей, транспортеров и др. Задачам динамики таких машин, повышению надежности эксплуатации их работы, созданию теоретического базиса их расчета и конструирования посвящены работы Блехмана И.И., Быховского И.И., Вайсберга Л.А., Гончаревича И.Ф., Копы-лова Р.Ю., Пановко Г.Я., Повидайло В.А. и др.

Особое внимание при этом уделяется изучению и оценкам возможностей проявления новых динамических эффектов, связанных с одновременным действием нескольких рабочих органов машин, а также - режимам ди-

намического гашения колебаний и др. Большую роль в обеспечении таких разработок играют направления исследований, ориентированные на разработку методов математического моделирования, использования вычислительного моделирования. Большое внимание уделяется развитию подходов, учитывающих специфику технических объектов, условия их нагружения, требования к качеству работы и безопасности их эксплуатации.

В этом направлении интерес представляет сравнительный обзор по нескольким аспектам проблематики с учетом специфики объектов, условий их нагружения и требований к динамическому качеству их работы.

1.1. Некоторые актуальные вопросы и задачи динамики машин

В теории технологических вибрационных машин в качестве их расчетных схем обычно рассматриваются механические колебательные системы с несколькими степенями свободы. В таких системах рабочий орган машин может быть представлен как твердое тело, имеющее соответствующую систему упругих связей, обеспечивающих возможность пространственных движений. В такой постановке задачи движения твердого тела при действии периодических внешних воздействий нашли отражение в работах [32, 75, 92, 97], в которых предлагаются обобщенные подходы для построения математических моделей.

1. Математическая модель представляет собой при учете линейных свойств (или в результате линеаризации) систему из шести дифференциальных уравнений второго порядка с постоянными коэффициентами. Связность между движениями по отдельным координатам предопределяется распределением массоинерционных свойств твердого тела (или объекта), а также -структурой размещения точек крепления упругих элементов с твердым телом и опорными поверхностями. Особенности математических моделей твердого тела, на упругих опорах, заключаются в том, что объект, динамическое состояние которого оценивается, может быть представлен твердым телом (или связкой твердых тел), а его инерционные свойства во вращательных движе-

ниях относительно осей координат могут быть определены аналитически или экспериментально. Наиболее часто для составления математических моделей применяют специальные системы координат [32, 38, 102], а также системы координат, учитывающие особенности движения конкретных технических объектов, например, летальных аппаратов и др.

В развитие теоретического базиса, в рамках которого нашли отражение особенности технологических машин различного назначения, большой вклад внесен работами Бидермана В.Л., Блехмана И.И., Быховского И.И., Вайсбер-га Л.А., Вейца В.Л., Вульфсона И.И., Ганиева Р.Ф., Ивовича В.А., Колесникова К.С., Коловского М.З., Лазаряна В.А., Лурье А.И., Пановко Г.Я., Пови-дайло В.А., Ротенберга Р.В., Фролова К.В. и др. Результаты конкретных научно-технических и конструкторско-технологических разработок, использование которых оказало существенное влияние на теорию и практику решения различных задач динамики машин, нашли также отражение в работах Ала-бужева П.М., Бессонова А.П., Вершинского С.В., Генкина М.Д., Данилова В.И., Елисеева С.В., Зиновьева В.А., Камаева В.А., Когана А.Я., Коренева Б.Г., Крейнина Г.В., Нехаева В.А., Ромена Ю.С., Савоськина А.Н., Силаева А.А., Синева А.В., Хохлова А.А., Хусидова В.Д., Щепетильникова В.А., Яцуна С.П. и др.

2. Большинство технических объектов промышленного использования в задачах динамики рассматривается в упрощенных представлениях, хотя это и не исключает интереса и инициатив по расширению и детализации методологического базиса, в плане развития новых направлений математического моделирования, использующих аналогии электромеханической природы, принципы построения систем автоматического управления и др. [13, 14, 55, 56, 80, 106, 115, 117]. Технология построения математических моделей предполагает выбор и обоснование системы координат, наиболее полно соответствующих поставленной задаче исследования с учетом специфических особенностей динамических свойств объекта. Во многих случаях конкретных технических приложений рассматриваются системы с сосредоточенными па-

раметрами, обладающие линейными свойствами элементов при малых колебаниях относительно положения устойчивого равновесия.

После выбора системы или систем обобщенных координат для построения математических моделей формируются выражения для кинетической и потенциальной энергий, определяются обобщенные силы [38]; после чего, при использовании уравнения Лагранжа второго рода формируется математическая модель. В случае необходимости, учитываются и силы сопротивления, которые приводятся к виду сил вязкого трения. Однако, чаще всего, на первых и предварительных этапах исследования силы сопротивления полагаются исчезающими малыми и их учет производится отдельно и выборочно, после предварительной общей оценки особенностей динамических состояний, формируемых только с учетом упругих связей системы, в целом

[32].

3. В общем случае математическая модель твердого тела, как уже упоминалось, представляет собой систему из шести связанных дифференциальных уравнений второго порядка, что усложняет решение большинства задач динамики. При выборе нормальных координат, а точнее при их отыскании, исходная математическая модель распадается на шесть независимых дифференциальных уравнений второго порядка. При этом к нормальным координатам приводятся и обобщенные силы. Такой подход позволяет реализовать идеи управления движением, в целом, через инициацию соответствующих силовых факторов, прикладываемых к системе через нормальные координаты. Такие подходы позволяют детализировать представления о свободных колебаниях системы, формах их движения (или модах), а также получать информацию о распределениях амплитуд колебаний при реализации главных движений. В целом, такая методология, вполне рациональна, и позволяет находить эффективные решения в выборе и обеспечении режимов работы вибрационных стендов, производить оценки свойств других технических объектов.

Существенное облегчение в решении задач динамического синтеза виброзащитных систем, разработки вибрационного технологического оборудования имеют направления, в рамках которых снижается число степеней свободы движения объекта при учете и использовании свойств симметрии. Это связано с определенными приемами размещения масс объекта относительно центра тяжести, а также - от выполнения определенных требований к суммарным значениям (проекциям) силовых факторов, которые обеспечивают как поступательные, так и угловые колебательные движения объекта.

4. В этом плане особое значение имеют инерционные свойства, определяемые положением точек (полюсов), осей и плоскостей инерции, в том числе и главных осей инерции [108, 109]. Большое значение для решения задач формирования определенных динамических состояний, в том числе и таких, когда внимание уделяется организации движения по определенной координате без внесения возмущений в движения по другим координатам. Такие задачи характерны для вибрационных технологических машин, в которых технологический процесс с необходимыми параметрами качества, должен формироваться в заданном и определенном направлении. В работах [49, 69] сформулированы понятия об осях жесткости, плоскостях и центрах жесткости. В ряде работ рассматриваются такие понятия как оси, плоскости и центры упругости. Важной для последующих исследований в данной диссертации является оценка возможностей создания и использования в технологических машинах таких движений объекта, которые определяются однородно-стями форм вибрационного поля, распределения амплитуд колебаний точек рабочего органа вибростенда или некоторого ограниченного пространства в корпусе транспортного устройства.

5. Одним из направлений рационального проектирования машин, оборудования и приборов, работающих в условиях интенсивного динамического нагружения, является соответствующее взаимное расположение осей жесткости, а также центров жесткостей и центров инерции (или центров масс). В случаях совпадения таких состояний оказывается возможным введение в

структуру механической колебательной системы дополнительных связей, которые, в конструктивно-техническом плане, реализуются различными механизмами (зубчатыми, винтовыми, рычажными), создающими эффекты избирательного действия по отношению к движениям по отдельным координатам или их комбинационным сочетаниям. Обобщенный подход к оценке возможностей управления или настройки динамических состояний представляют формы совместных движений по определенным координатам. Такие ситуации особенно характерны для вибрационных технологических машин, в которых рабочий орган может одновременно участвовать в поступательном и вращательном движениях в одной плоскости, что предопределяет получение определенных динамических эффектов. В подобного рода случаях возможны появления центров колебаний (или узлов колебаний), в которых амплитуды колебаний рабочего органа могут принимать нулевые значения. Ряд вопросов в этом направлении нашел отражение в работах [7, 34, 63, 104, 113]. Упоминаемые эффекты нашли отражение также в справочной литературе [26, 28].

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Выонг Куанг Чык, 2019 год

используя

# (ю) =

Лт

Л

опор

х {к3[(т1 + Е) р2 + к + к2] + (Ер2 + к2)(т1 р2 + к1)} {[ак32 (т1 + Е) + к2 (т2 + Е) + кк Д1 + а)]р2 + + ак32 (к; + к2) + к;2 (к2 + к3) + кк к3 (1 + а)} х х [(т1 + V) р2 + к + к2]

(Б.20)

Б.3. Особенности динамических свойств систем, описываемых через соотношение реакций связей

Отношение реакций динамических связей в характерных точках исходной системы может рассматриваться как параметр, отражающий динамическое состояние системы с учетом особенностей, определяемых набором ти-

повых элементов, условиями внешнего возмущения и выбором значений параметров.

1. В обычной механической колебательной системе с двумя степенями свободы (т1 Ф 0, Ь = 0, а = 0) амплитудно-частотная характеристика по координате у имеет режим динамического гашения колебаний на частоте

<ин = к^, (Б21)

т2

что следует из (Б.8) при Ь = 0. Если т1 = 0, Ь = 0, то исходная система редуцируется до системы с одной степенью свободы; при этом координата у1 аннулируется; частота собственных колебаний системы с одной степенью свободы в этом случае определяется выражением

„2 = к1к2 + к2к3 + к1к3 (Б 22)

соб /7,74' V ' /

т2(к1 + 2)

Для оценки влияния параметров типовых элементов используется модельная задача, в которой рассматриваются изменения а (0, 0.5, 2); т1 = 100 кг; т2 = 1000 кг; кх = 100 кН/м; к2 = 200 кН/м; к3 = 300 кН/м; Ь (0, 100 кг).

В общем случае в системе возможны проявления резонансных режимов на частотах собственных колебаний, определяемых из частотного характеристического уравнения (Б.12). При переходе к амплитудно-частотным характеристикам (АЧХ) реакций связей, что определяется выражением (Б.20) необходимо отметить, что формы АЧХ будут наблюдаться следующие особен-

ности: при ю ^ да отношение

Л

опор

будет стремиться к некоторому пределу.

2. Когда Ь = 0, т1 = 100 кг получаем обычную цепную с двумя степенями свободы, как показано на рисунке Б.4.

Рисунок Б.4. Принципиальная схема механической цепной колебательной системы с двумя степенями свободы

Если настроечным параметром выбирать ть то это не очень удобно -расход материалов при требованиях больших т\. Если рассматривать возможности, полагая, что Ь Ф 0 (Ь - приведенная масса) можно большие значения т\+ Ь получать за счет эффектов приведенных параметров, обеспечивая тем самым, экономию расхода материалов (уменьшая т\ до нулевых значений).

Амплитудно-частотные характеристики системы ^(ю) и ^(ю) при

различных значениях а приводятся на рисунке Б.5.

а)

б)

z

2

в;

г)

1

У

---®к!. а=о СО

» т.(2 ) \ » С02сС >0 ! 1/сек

(

Рисунок Б.5. Амплитудно-частотные характеристики системы а- по координате ух с а = 0, 0.5, 2; б - по координате у2 с а = 0, 0.5, 2; в - по координате у1 с а = 0, -0.5, -2; г - по координате у2 с а = 0, -0.5, -2

3. На рисунке Б.5, а отметим, что графики У1(ю) пересекаются с осью

абсцисс (т. (1), т. (2), т. (3)) во втором диапазоне частот ю1соб - ®2соб; с увеличением значений а точка пересечения размещается направо к ю2соб; точки пересечения показывают частоту динамического гашения колебаний по координате ух. В свою очередь на рисунке Б.5, б точки пересечения графиков за-

висимостей (ю) с осью абсцисс (т. (1'), т. (2'), т. (3')) находятся в третьем

диапазоне частот. На рисунке Б.5, в т. (1) показано точку пересечения у1(ю)

с осью абсцисс, которая находится во втором диапазоне частот соответственно значению а = 0 (рисунок Б.5, а); а т. (2'') соответственно находится в первом диапазоне для значения а = -0.5; со значением а = -2 не будет частоты динамического гашения колебаний (точки пересечения отсутствует). На рисунке Б.5, г видим, что при а = -0.5, -2 точки пересечения графиков зависи-

мостей у2(ю) (т. (2'''), т. (3''')) размещаются во второй диапазон частот (по

сравнению с тт. (2'), (3') на рисунке Б.5, б).

Частотная диаграмма (рисунок Б.6) представляет собой графики зависимостей частот динамического гашения колебаний (которые определяются из числителей выражений (Б.13), (Б.14)), собственных и парциальных частот в зависимости от коэффициента связности а.

(«) ........ О) --О)..... и» .........

(а) ......... а

/

* к -СО КНшж (а)

....................

/

Рисунок Б.6. Частотная диаграмма системы

На рисунке Б.6 т. (1) и (2) представляют собой пересечения графиков ю1Дин(а) и ®2дин(а); в этих же точках происходит пересечение с графиками

®1соб(а) и 0>2соб(а) (эти графики являются прямыми), поскольку собственные частоты не зависят от коэффициента связности а. При действии на систему двух синфазных гармонических возмущений в системе может формироваться специфический режим, при котором система с двумя степенями свободы изменяет свою структуру и проявляет частотные характеристики, которыми обладают системы с одной степенью свободы (динамический эффект изменения структуры).

4. Для определения динамических состояний через соотношение реакций связей выражение (Б.20) при L = 0 трансформируется в выражение

Rm

[акзт р2 + к1 + к2) + кхк 2)]х х [к3(т р2 + k1 + k2) + р2 + к)]

кпор [(ak32+ k12^2 )Р2 + (k1 + k2) + ^ (к2 + k3) + к1к2k3 (1 + а)] Х

х (т1 р2 + к1 + к2)

Из числителя (Б.23) могут быть найдены частоты «обнуления» отношения реакций связей

ю

2

дин1Я

ак3(к + к2) + к1к2

ат,к3

; (Б.24)

ю

2

дин2Я

к1к2 + к2 к3 + к1к3 т1(к2 + кз)

При определенных частотах отношение реакций связей

Rm

R

опор

(Б.24')

может

принимать бесконечно большие значения

ак32 (к1 + к2) + к12 (к2 + к3) + к1к2 к3 (1 + а)

ю„

ак32 т1 + к12т2

Из выражения (Б.25') следует, в частности, что ю^км не зависит от а, поэтому существует определенная частота, при которой отношение реакций связей аннулируется для всех значений а.

При условии, что ю ^ да, отношение реакций связей стремится к предельному значению

; (Б.25) ю

2

тах 2 R

к^+к1. (б.25') т

R

т-

R

опор

ак3т1(к2 + к3) ак32 т1 + к12 т2

(Б.26)

Частотные характеристики реакции связей приведены на рисунке Б.7.

а)

б)

1 .'сек

Рисунок Б.7. Частотные характеристики отношения реакции связей при т\ = 100 кг, L = 0: а -а = 0, 0.5, 1; б -а = 0, -0.5, -1

На частоте юдин2К графики отношения реакций связей как было ранее

упомянуто пересекаются с осью абсцисс (т. (2) на рисунке Б.7, а и т. (2') на рисунке Б.7, б) в независимости от коэффициента а, как это определялось из (Б.24'). На рисунке Б.7, а все графики отношения реакций связей с положительными значениями а еще проходят через общие точки (т. (1) и т. (3)), также соответственно т. (1') и т. (3') на рисунке Б.7, б для отрицательных значений а.

5. При введении т! = 100 кг, L = 100 кг амплитудно-частотные характеристики системы при различных значениях а проводятся на рисунке Б.8.

а) б)

в)

г)

Рисунок Б.8. Амплитудно-частотные характеристики системы: а - по координате у, с а = 0, 0.5, 2; б - по координате у2 с а = 0, 0.5, 2; в - по координате у1 с а = 0, -0.5, -2; г - по координате у2 с а = 0, -0.5, -2

6. Амплитудно-частотные характеристики системы при включении УПД (рисунок Б.8), по сравнению с АЧХ системы при отсутствии УПД (рисунок Б.5), имеют такие же формы.

Из числителя уравнения (Б.20) получим три частоты обнуления отношения реакций связей; одна из частот имеет вид

ак3(к, + к2) + к,к2

ю

2

дин.3

(Б.27)

ак3(т, + Ь) + к,Ь

Остальные две частоты обнуления являются корнями биквадратного уравнения

к [-(т + Ь)ю2 + к + к2] + (-Ью2 + к2 )(-т,ю2 + к) = 0. (Б.28)

Из знаменателя выражения (Б.20) следует, что отношение реакций свя-Я

зей

Я

принимает бесконечно большое значение при частотах

ю2 ак3 (к1 + к2) + к1(к2 + к3) + ККК (1 + а) . (Б29) ю2

Ютах 3Я -^-Г^-^--Т; (Б.29) Юта

ак32 (т1 + Ь) + £2 (т2 + Ь) + к,к3 Ь(1 + а)

к + к

(б.29')

т, + Ь

На графиках отношения реакций N (ю)

Ят

Я

(рисунок Б.9) показано,

что имеется общая частота Ютах4Я, при которой отношение реакций связей

достигает до бесконечно большего значения независимо от значения а. При

Я

ю ^ да, отношение

Я

неограниченно возрастает. Частотные характери-

стики отношения реакции связей при различных значениях а приведены на рисунке Б.9.

а) 6)

г

1.(2) а=1 / а=о.5 -...., т.(3)

о : / Г » а )

Рисунок Б.9. Частотные характеристики отношения реакции связей при тх = 100 кг, L = 100 кг: а - а = 0, 0.5, 1; 6 -а = 0, -0.5, -1

На рисунке Б.9, а все графики отношения реакций связей с положительными значениями а проходят через общую точку т. (1), тоже самое можно отметить в т. (1') на рисунке Б.9, 6 для отрицательных значений а. Отметим также, что графики отношения реакций связей пересекаются в оси абсцисс (т. (2), т. (3) на рисунке Б.9, а и т. (2'), т. (3') на рисунке Б.9, 6) независимо от коэффициента а, что следует из выражения (Б.28). При определенных условиях график зависимостей отношения реакций связей может принимать специфический режим в т. (4'). Таким образом, при любых значениях коэффициента связности а графики зависимостей ^ю) пересекаются на одной и той же общей частоте. Такие динамические эффекты имеет значение для разработки технологий управления динамическими состояниями технических объектов.

Автором диссертации предложен метод построения математических моделей системы транспортных подвесок, позволяющий оценивать их дина-

мические возможности при действии различных внешних возмущений, в том числе, и при одновременном действии нескольких факторов.

Идея метода анализа и динамического систем заключается в использовании структурной математической модели в виде структурной схемы системы автоматического управления. Показано, что структурная схема подвески с выделенным объектом, динамическое состояние которого оценивается, может рассматриваться в качестве основы для определения динамической жесткости системы в характерных точках. Это позволяет, в свою очередь, определять динамические реакции связей как произведение динамической жесткости на динамическое смещение рассматриваемой точки, определяемое передаточной функцией системы.

В работе вводится понятие об амплитудно-частотных характеристиках, в которых «выходным сигналом» служит динамическая реакция связей. Анализ показывает, что изменения динамических реакций связей могут существенно отличаться от представлений о динамических свойствах систем, получаемых обычным способом. Настройка динамических подвесок, оценка их динамических свойств может осуществляться при использовании такой динамической характеристики как отношение реакций связей, возникающих на опорной поверхности и на защищаемом объекте. При этом управление динамическим состоянием может производиться путем изменения отношения же-сткостей системы.

Приложение В

Возможности регулирования распределения амплитуд колебаний точек рабочих органов технологических машин

Обеспечение надежности работы технологического оборудования определяется возможностями удержания динамических состояний технических объектов в определенных пределах. Для объектов в виде протяженных твердых тел, совершающих плоские или пространственные движения, важное значение имеет распределение амплитуд колебаний по различным точкам рабочего органа. Во многих случаях требования к созданию определенных условий для работы технических объектов интерпретируются как задачи корректировки или настройки вибрационного поля технологической машины. Простейшим и наиболее распространенным способом формирования нужной структуры вибрационного поля является выбор соответствующих параметров механической колебательной системы, привлекаемой в качестве расчетной схемы технического объекта, а также соответствующей оценкой конструктивно-технических особенностей системы. При этом значительное внимание уделяется задачам динамики машин, оборудования и аппаратуры, работающих в условиях вибрационных нагрузок в плане оценки возможностей улучшения динамических состояний через введение в структуру механических колебательных систем дополнительных связей, реализуемых различными механизмами и устройствами для преобразования движения.

Предлагается метод формирования определенных структур вибрационного поля технологических машин на основе идей введения и использования дополнительных связей, реализуемых специальными устройствами для преобразования движения [41, 46].

В.1. Построение математическое модели и ее особенности

В качестве расчетной схемы вибрационного стенда рассматривается механическая колебательная система с твердым телом, совершающим плоские движения. Твердое тело (рабочий орган вибростенда) обладает массой М и моментом инерции J (рисунок В.1). Твердое тело опирается на упругие

элементы с жесткостями к\ и к2, параллельно которым подсоединены дополнительные устройства для преобразования движения (УПД), обладающие приведенными массами L1 и L2. Такого рода устройства могут быть реализованы на основе рычажных или несамотормозящихся винтовых механизмов (УПД) [7]. Система обладает двумя степенями свободы и совершает малые колебания относительно положения статического равновесия. Движения определяется в системе координат у и у2, связанной с неподвижным базисом. Полагается, что внешние силовые возмущения Q\ и Q2 по координатам у1 и у2 имеют вид синфазных гармонических функций с одинаковыми амплитудами, что может быть обеспечено с помощью центробежных вибровозбудителей.

01 02

_ м, З ^ф \

кх

Рисунок В.1. Принципиальная схема вибростенда с устройством для преобразования движения (УПД)

1. Система уравнений движения может быть получена на основе изложенных автором выше подходов, с использованием выражений для кинетической и потенциальной энергий в виде

Т = 2 МУ2 + 2 Ф2 + 2 Ц у2 + 2 Ц у2,

п=2 к у,2+2 к2 у

2

2 2 .

(В.1)

(В.2)

После преобразований Лапласа при нулевых начальных условиях система уравнений движения в операторной форме принимает вид

у[(ма + Зс2 + Ц)р2 + к;\ + у2(МаЬ - Зс2)р2 = 01, (В.3)

у2[(МЬ2 + .с2 + Ц) р2 + к2\ + у(МаЪ - Зс2) р2 = (В.4)

На основании уравнений (В.3), (В.4) может быть построена структурная математическая модель в виде структурной схемы (рисунок В.2) системы автоматического управления.

(Jc2 - МаЬ)р''

1

(Ма2 + Зс2 + Ц) р2 + к,

(Зс2 - МаЬ)р

Т

1 1

(МЬ2 + Зс2 + Ц2) р2 + к2

■01 ту и

Рисунок В.2. Структурная схема системы по рисунку В. 1

На основе структурной схемы получены передаточные функции систе-

мы:

Щ( р) = 0 =

02 =0 01

УХ_(МЬ2 + Зс2 + Ь2)р2 + к2 _ - МаЬ)р2

А( р)

, (В.5) Ж2(р) = 0 =

02 =0 01

А( р)

, (В.6)

ВД = 0 =(ЗС2 ТЬр2 , (В.7) *?0) = 0 = (Ма2 + Зс2:Ьц)р2 + к1 , (В.8)

01=0 02 А(р) 01=0 02 А( р)

= у1 = (МЬ + Зс2 + Ь2)р2 + к 2 + (Зс2 - МаЬ) р*

0 =02 =0 0 А( р)

р) = А = (Ма2 + Зс2 + 4)р2 + к, + (Зс2 - МаЬ)р2 01=02=0 0 А(р)

(В.9) (В.10)

где

А(р) = [(Ма2 + Зс2)р2 + к1] • [(МЬ2 + Зс2)р2 + к2] - [(Зс2 - МаЬ)р2]2 (В .11)

- частотное характеристическое уравнение системы.

2. В системе координат у1, у2 структурная схема имеет два парциальных блока, соединенных между собой инерционной связью. Значения парциальных частот зависят от приведенных масс Ц и Ц2 устройств для преобразования движения (УПД):

к

п

Ма2 + Зс2 + Ц

, (В. 12)

К

п

МЬ2 + Зс2 + Ц

(В.13)

В системе возможны проявления режимов динамического гашения колебаний, что зависит от условий внешнего возмущения. При этом частота динамического гашения колебаний определяется из условия «обнуления» числителей передаточных функций, определенных выражениями (В.5) ^ (В.10). Возможности распределения амплитуд колебаний по точкам рабочего органа вибрационной технологической машины определяются, что предлагается автором диссертации, передаточными функциями межпарцальных связей, отображающих рычажные свойства динамических взаимодействий:

^p)=У-=tJ^Y k • «в-14)

ß2=0 y1 (Mb + Jc + L2) p + k2

(В.15)

а=о у (Jc -Mab)p

W"(p) = У2 = (Ma + JC + Li)P2 + ki + (Jc2 ~Mab)P2 (В16)

ßi=2ß2 =q y (Mb2 + Jc2 + L2)p2 + k2 + (Jc2 - Mab)p2 ' '

В.2. Условие формирования распределения амплитуд колебаний

Распределение амплитуд колебаний при у2 = 1 соответствует ситуации,

у1

когда твердое тело совершает поступательные колебательные движения по вертикали при полном отсутствии колебательных угловых движений. Из (В.16) получим, что это возможно при выполнении условий

(Ма2 + Jc2 +Ц)р2 =(Mb2+Jc2 +Ь2)р2 +к2, (В.17)

откуда следует, что

[М(а-6) + 11-4]/?2 =кг-к1. (В.18)

1. Если можно обеспечить условие

Ц2 = М (а - Ъ) + Ц1, (В.19)

то отношение амплитуд колебаний будет определяться отношением ко-

Ух

эффициентов жесткостей упругих элементов —.

к.

При к1 = к2 и Ц2, определяемом из (В.19), можно найти условия реализации режима поступательных колебательных вертикальных движений. Если к1 Ф к2, то такой режим не может быть реализован. Аналогично, можно получить условие, когда настроечным фактором выступает величина приведенной массы Ц1; при этом

Ц = М(Ь - а) + Ц2. (В.20)

Из (В.19) и (В.20) следует, в частности, что величина приведенной массы, используемой для создания определенного динамического состояния, зависит от разности геометрических параметров а и Ь. Чем меньше величина (а - Ь), тем меньше требуется величина приведенной массы.

Получение режима, близкого к У2 = 1, возможно при наличии даже од-

У1

ного из устройств для преобразования движения Ц или Ц2. Практически реализация формирования определенного значения приведенной массы Ц или Ц2 устройств для преобразования движения (УПД) может быть осуществлена способом, изложенным в [47], где предлагается использование эффекта изменения приведённой массы за счет приложения к гайке-маховику УПД тормозного момента, регулируемого в зависимости от параметров динамического состояния системы, а также в работах автора диссертации [41, 46]. На рисунке В.3 приводятся амплитудно-частотные характеристики межпарциальных связей. Используется модельная задача; приводятся данные для расчетов а = 0.4; Ь = 0.6; с =1; М = 1000 кг; З =250 кг м2; к2 = 1000 Н/м; Ц2 = 100 кг;

Ц = 300 кг. Графики зависимостей у2(ю), то есть амплитудно-частотные ха-

У1

рактеристики межпарциальных связей, приводятся на рисунке В.3 (семейство графиков построено при к1 ^ к2).

Рисунок В.3. Семейство амплитудно-частотных характеристик межпарциальных связей; графики, обозначенные (1) представленной собой кривые при к1 = 900 Н/м; график (2) - к1 = 920 Н/м; график (3) - к1 = 940 Н/м; график (4) - к1 = 960 Н/м; график (5) - к1 = 980 Н/м; график, отмеченный как

(N), соответствует режиму работы при У2 = 1

У1

2. Из анализа графиков у2(ю) следует, что в общем случае, когда

У1

к1 Ф к2, амплитудно-частотные характеристики межпарциальных связей имеют пересечения с осью абсцисс, что определяет режимы динамического гашения колебаний (у2 = 0). Вместе с тем, амплитудно-частотные характеристики имеют частоты, на которых реализуются разрывы второго рода, что соответствует условиям, когда у = 0. При ю = 0 и ю ^ да графики зависимостей —у2 (ю) имеют предельные значения.

У1

На рисунке В.3 графики зависимостей у2(ю) сгруппированы таким об-

У1

разом, что можно наблюдать изменения их взаимного расположения, когда к1 принимает значения к1 = 900 Н/м, 920 Н/м, 940 Н/м, 960 Н/м, 980 Н/м, приближаясь к критическому случаю к1 = к2 = 1000 Н/м. В свою очередь на рисунке В.4 приводится семейство амплитудно-частотных характеристик, когда к1 принимает значения 1100 Н/м, 1080 Н/м, 1060 Н/м, 1040 Н/м, 1020 Н/м,

приближаясь также к значению к = 1000 Н/м и к2 = 1000 Н/м. В предельном

У2 1

случае амплитудно-частотная характеристика превращается в прямую ^ = 1,

У1

параллельную оси абсцисс. В этом случае рабочий орган технологической вибрационной машины (вибростенда) совершает только вертикальные колебания при отсутствии угловых движений. Можно отметить, что в зоне достаточной близости параметров, когда к ~ также возможна работа вибростенда в определённом (или локальном) частотном диапазоне, при этом

* »1.

Ух

Л

1.5

0.5

№ щ

'Рш

Л'ССК

Рисунок В.4. Семейство амплитудно-частотных характеристик межпарциальных связей; графики, обозначенные (6) представленной собой кривые при - = 1020 Н/м; график (7) - ^ = 1040 Н/м; график (8) -к = 1060 Н/м; график (9) - кх = 1080 Н/м; график (10) - ^ = 1100 Н/м; график,

отмеченный как (К) соответствует режиму работы при У^ = 1

У1

3. На рисунке В.5 приводится семейство амплитудно-частотных характеристик межпарциальных связей при более детализированном рассмотрении сближения коэффициентов ^ и к2 (в частности, используются значения параметров к = 995 Н/м, 999 Н/м; 1001 Н/м;1005 Н/м).

1.5

.Ф

кг = 1000 Н/м

О)-

'7

ф

Ф

0.5

1 41Усек

1.2

Рисунок В.5. Семейство амплитудно-частотных характеристик межпарциальных связей; графики (1) представленной собой кривые при ^ = 995 Н/м; графики (2) - ^ = 999 Н/м; графики (3) - ^ = 1001 Н/м; графики (4) - k1= 1005 Н/м; графики со значением ^ = 1000 Н/м

Сравнительный анализ показывает, что при симметрии упругих характеристик, то есть при к, достаточно близком к значению k2, возможна настройка вибростенда за счёт введения дополнительной связи, создающей компенсирующие эффекты изменения приведённых масс, создаваемых устройствами для преобразования движения, которые обеспечивают равенство коэффициентов при квадратах частот в выражениях для передаточных функций межпарциальных связей. Анализ показывает также, что при значительном несовпадении жёсткости упругих элементов ^ и ^ требуется их предварительная настройка упругой системы вибростенда, что может быть реализовано при подготовке вибрационной технологической машины к работе.

Реализация вибрационных технологических процессов требует соответствующей предварительной оценки динамических возможностей вибростендов в плане создания определенных условий взаимодействия обрабатывающей рабочей среды и обрабатываемого изделия. Автором предлагается

соответствует режиму работы при = 1

У1

метод построения математических моделей, отражающих особенности формирования рабочим органом технологической машины вибрационного поля однородной структуры, что достигается при «обнулении» угловых колебательных движений.

Математические модели могут быть построены на основе использования передаточных функций межпарциальных связей. Автором предложен метод подбора параметров вибрационной технологической машины за счет использования эффектов изменения приведенных масс устройств для преобразования движения, выполненных в виде винтовых несамотормозящихся механизмов.

Предлагаемый метод настройки параметров вибростенда иллюстрируется вычислительным моделированием на примере модельной задачи. Сравнительный анализ возможностей изменения динамических свойств при настройке рабочих органов вибростендов позволяет использовать возможности корректировки вибрационного поля в достаточно широких пределах, что предполагает возможности работы не только при коэффициенте связности амплитуд колебаний, равном единице, во всем диапазоне рабочего режима вибростенда, но и в локальных зонах частот возбуждения, когда коэффициент связности амплитуд колебаний колеблется в небольших пределах относительно единицы.

P.S. Библиографические ссылки в приложениях А, Б, В соотносятся со списком литературы диссертации.

Приложение Г Акты внедрения

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Г

Утверждаю:

Директор Института АМиТ

ФГБОУ ВО «ИРКУТСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

ИНСТИТУТ АВИАМАШИНОСТРОЕНИЯ И ТРАНСПОРТА

664074, Иркутск-74, ул. Лермонтова, 83 Тсл.(3952> 40-51-31. Факс [phone] [e-mail]

от

«м»_

Гакт использования результатов I диссертационной работы

Настоящим подтверждается, что результаты диссертационной работы аспиранта ИрГУПС Выонга Куанг Чыка «Динамическое состояние технических объектов: возможности оценки и коррекции распределения амплитуд колебаний рабочих органов вибрационных технологических машин», связанные с развитием и расширением методологии учета вибрационных факторов, используются в учебном процессе Института Авиамашиностроения и транспорта для подготовки специалистов по направлению «Наземные транспортно-технологические комплексы» при изучении дисциплины «Детали машин и основы конструирования», а также для подготовки аспирантов по профилю «Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры» в рамках дисциплины «Численные методы исследования динамики и прочности машин и конструкций».

Зав. кафедрой конструирования и стандартизации в машиностроении

1_

ИрНИТУ, Д.Т.Н., профессор

АКТ

использования научных материалов Выонг К.Ч. в организации учебного процесса

Подтверждается, что материалы научных исследований Выонг К.Ч., полученные в научно-образовательном центре современных технологий, системного анализа и моделирования ИрГУПС по проблеме «Возможности оценки и коррекции динамических состояний в задачах повышения эффективности и надежности использования вибрационных технологических машин», приняты для использования в учебных программах по курсам мехатроники, робототехники на кафедре «Автоматизация производственных процессов» ИрГУПС.

Заведующий «Автоматизация производственных д.т.н., профессор

процессов»,

кафедрой

д.т.н., профессор

С. П. Кругло в