Амортизатори з еластомерів із товщиною 5...40 мм можуть установлюватися на вузлах машин, де немає для цього спеціального місця, наприклад, на підшипниках роликів рольгангів. Для таких амортизаторів запропоновано методику вибору основних параметрів і визначення ефективності їх роботи.

Встановлено, що питома енергоємність матеріалу на одиницю об'єму чи ваги є головною характеристикою, яка визначає придатність даного матеріалу для виготовлення пружних елементів. Наведено інші характеристики, які впливають на енергоємність амортизаторів. Доведено, що поліуретани - найбільш прийнятні матеріали для виготовлення амортизаторів.

На базі скінченноелементної моделі досліджено напружено-деформований стан циліндричного амортизатора. Визначено зону контакту з металевим ложементом.

Выполнен анализ условий работы упругой кольцевой опоры с выступами в узлах амортизации. С целью расширения пределов жесткостных характеристик таких упругих колец, исключения возможности отрыва их выступов от вала и корпуса предложено использовать упругие кольца с нечетным количеством выступов. Получены значения реакций выступов таких колец и параметра жесткости.

Розроблено адекватні за точністю математичні й імітаційні моделі роботоздатності газогідравлітичних амортизаторів (ГГА) і накатників (ГГН) як фізичного та структурно подібних технічних систем, що функціонують за умов ударного навантаження. Досліджено особливості робочих процесів в ГГА та ГГН. Визначено функціональні взаємозв'язки чинників, що характеризують змінність основних фізико-механічних і теплофізичних параметрів рідини, газу та матеріалів, які впливають на герметичність контактних ущільнень. Обгрунтовано як фізично інформативний, контрольований показник параметричної надійності - об'єм витрат робочої рідини. Встановлено умови прояву ефекту температурної герметизації коміркових ущільнень, розроблено методику енергетичного оцінювання роботоздатності ГГА. Запропоновано розрахунково-експериментальні методики, алгоритми та програми розрахунків на ПЕОМ для оцінки роботоздатності й залишкового ресурсу ГГА і ГГН в жорстких експлуатаційних умовах.

Досліджено принципи дії, конструктивні особливості та рекомендації щодо застосування існуючих типів релаксаційних амортизаторів (РА). Доведено ефективність пасивних РА з лінійним механічним зворотним зв'язком (ЛМЗЗ). Висунуто припущення про поліпшення їх функціональних властивостей шляхом заміни ЛМЗЗ у їх структурі на нелінійний. Наведено перспективну конструкцію РА з нелінійним механічним зворотним зв'язком.

Викладено проблеми змін зусилля опору гідравлічних амортизаторів під час експлуатації. Відновлення зусилля опору, що змінюється за умов зміни температури робочої рідини, запропоновано забезпечити шляхом автоматичної корекції витрати крізь дроселі клапанно-дросельного вузла. Запропоновано математичну модель вузла підресорювання з гідравлічним амортизатором, за допомогою якої виконано кількісну оцінку впливу змін температури робочої рідини на зусилля опору та визначено функцію керування площами дроселів. Як засіб автоматичного регулювання запропоновано використання біметалевого приводу в поєднанні з регульованими дроселями на основі плоского золотника. Для досягнення достатньої точності математичної моделі визначено залежності коефіцієнту витрати робочої рідини від числа Рейнольдса та кінематичної в’язкості. Охарактеризовано інженерну методику проектування термостабільних клапанно-дросельних вузлів гідравлічних амортизаторів, яка враховує конструктивні особливості амортизатора, умови експлуатації та вимоги до стабільності характеристик.

Побудовано математичну модель електромагнітного амортизатору на базі циліндричної лінійної машини.

У сучасному транспортному машинобудуванні широко поширені торсіонні підвіски. Оскільки торсіон є тільки пружним елементом, то питання дисипації енергії в підвісках з його застосуванням є актуальним. В даний час в якості пристроїв дисипації в торсіонних підвісках застосовують гідравлічні поршневі амортизатори з поступальним рухом рухомого елемента відносно корпуса або важільні гідравлічні амортизатори - поршневі і лопатеві, з обертальним рухом рухомого елемента відносно корпуса. Дані амортизатори реалізують робочі характеристики тільки дросельно-клапанного типу, що пов'язано з функціональними можливостями даних пристроїв, які залежать від конструктивних обмежень. Проведено синтез принципово нових важільно-лопатевих амортизаторів, робоча характеристика яких не пов'язана з величиною тиску в робочій порожнині. Їх істотною відмінністю є наявність у структурі механічного контуру управління, який визначає тісний взаємозв'язок робочої характеристики з величиною переміщення рухомого елемента амортизатора відносно корпуса. У процесі синтезу проведено апробацію відповідної методики, побудованої на основі моделювання технічних систем модифікованими кінематичними графами. Результати синтезу представлені у вигляді двох конструктивно реалізованих зразків. Проведено порівняльний аналіз отриманих зразків та визначено їх основні робочі характеристики.

Для запропонованої конструкції електромеханічного амортизатора (ЕМА) розроблено методику моделювання динамічних процесів. Такі амортизатори мають можливість рекуперувати частину енергії коливань в електричну енергію з подальшою можливістю її використання на рухомому складі. Методика основана на вирішенні рівняння Лагранжа для електромеханічної системи. Особливості моделі є наступними. Модель має вигляд задачі Коши, який спритний до вживання під час моделювання процесів роботи амортизатора. Обрано дві узагальнені координати (заряд і переміщення якоря). Ідентифіковано складові частини рівняння Лагранжа. За результатами розрахунку магнітного поля і подальшого регресійного аналізу отримано поліноміальні залежності похідних потокозчеплення по току та лінійному переміщенню якоря, які надають можливість ідентифікувати узагальнену математичну модель ЕМА. Проведені розрахунки магнітного поля методом скінченних елементів надали можливість отримати цифрову модель магнітного поля ЕМА. Для отримання її безперервної моделі проведено регресійний аналіз дискретної моделі поля. При виборі структури апроксимуючої моделі дотримана можливість аналітичного диференціювання часткових похідних по всіх координатах. За результатами моделювання вільних коливань встановлено, що максимальне по модулю значення струму складає 0,234 А, а напруги - 52,9 В. За близько 3 с проходить процес повного погашення коливань за 4 періоду. Порівняно з базовою конструкцією амплітуда коливань ходу якоря та його швидкості знизилась від 13 до 85 % за перші 3 періоди, що свідчить про більшу ефективність роботи ЕМА в порівнянні з гідравлічним. Енергія, яку рекуперовано, склала 3,3 Дж, а, яку розсіяно - 11,5 Дж.

Passive, broadband targeted energy transfer refers to the one-way directed transfer of energy from a primary subsystem to a nonlinear attachment; this phenomenon is realized in damped, coupled, essentially nonlinear impact or particle dynamic vibration absorber (DVA). An impact damper is a passive control device which takes the form of a freely moving mass, constrained by stops attached to the structure under control, i.e. the primary structure. The damping results from the exchange of momentum during impacts between the mass and the stops as the structure vibrates. A particle-based damping system can overcome some limitations of ordinary DVA by using particles as the damping medium and inter- particle interaction as the damping mechanism. Large damping at such family constructions of DVA's does not bring to destruction an elastic DVA element over in critical cases, when working frequency approaches own frequency of DVA, or when the transitional process of acceleration of rotating machines is slow enough and DVA's has time to collect large amplitudes of vibrations. The primary structure is modelled as a spring-mass system. In this paper, an efficient numerical approach based on the theoretical-experimental method is proposed to maximize the minimal damping of modes in a prescribed frequency range for general viscous tuned-mass systems. Methods of decomposition and numerical synthesis are considered on the basis of the adaptive schemes. The influence of dynamic vibration absorbers and basic design elastic and damping properties is under discussion. A technique is developed to give the optimal DVA's for the elimination of excessive vibration in sinusoidal forced rotating system. It is found that the buffered impact damper not only significantly reduces the accelerations, contact force and the associated noise generated by a collision but also enhances the level of vibration control. The interaction of DVA's and basic design elastic and damping properties is under discussion. One task of this work is to analyze parameters identification of the dynamic vibration absorber and the basic structure. The discrete-continue models of machines dynamics of such rotating machines as water pump with the attachment of particle DVA's and elongated element with multi mass impact DVA's are offered. A technique is developed to give the optimal DVA's for the elimination of excessive vibration in harmonic stochastic and impact loaded systems.

Для запропонованої конструкції електромеханічного амортизатора (ЕМА) розроблено методику моделювання динамічних процесів. Такі амортизатори мають можливість рекуперувати частину енергії коливань в електричну енергію з подальшою можливістю її використання на рухомому складі. Методика основана на вирішенні рівняння Лагранжа для електромеханічної системи. Особливості моделі є наступними. Модель має вигляд задачі Коши, який спритний до вживання під час моделювання процесів роботи амортизатора. Обрано дві узагальнені координати (заряд і переміщення якоря). Ідентифіковано складові частини рівняння Лагранжа. За результатами розрахунку магнітного поля і подальшого регресійного аналізу отримано поліноміальні залежності похідних потокозчеплення по току та лінійному переміщенню якоря, які надають можливість ідентифікувати узагальнену математичну модель ЕМА. Проведені розрахунки магнітного поля методом скінченних елементів надали можливість отримати цифрову модель магнітного поля ЕМА. Для отримання її безперервної моделі проведено регресійний аналіз дискретної моделі поля. При виборі структури апроксимуючої моделі дотримана можливість аналітичного диференціювання часткових похідних по всіх координатах. За результатами моделювання вільних коливань встановлено, що максимальне по модулю значення струму складає 0,234 А, а напруги - 52,9 В. За близько 3 с проходить процес повного погашення коливань за 4 періоду. Порівняно з базовою конструкцією амплітуда коливань ходу якоря та його швидкості знизилась від 13 до 85 % за перші 3 періоди, що свідчить про більшу ефективність роботи ЕМА в порівнянні з гідравлічним. Енергія, яку рекуперовано, склала 3,3 Дж, а, яку розсіяно - 11,5 Дж.

Запропоновано принципово новий зразок пасивного важільно-лопатевого амортизатора (ВЛА) з шарнірно важільним механізмом управління його робочої характеристикою, застосування якого є ефективним в складі торсіонної підвіски гусеничного транспортного засобу. Ефективність пристрою значно підвищено шляхом науково обгрунтованого розширення його механічної структури додатковою керувальною механічною структурою у вигляді шарнірно-важільного механізму (ШВМ). Наведено розроблену розрахункову схему та відповідну до неї узагальнену математичну модель (УММ) пристрою. На базі розробленої УММ проведено аналітичні дослідження, на підставі яких отримано математичні вирази, що описують функціональну взаємодію між складовими елементами запропонованого ВЛА і показано їх вплив на вигляд робочих характеристик, що у цьому випадку реалізуються. Проведено порівняльний аналіз отриманих робочих характеристик із робочими характеристиками, які можуть бути реалізовані за допомогою існуючих ВЛА. Встановлено, що запропонований пристрій здатний реалізувати робочі характеристики, які неможливо реалізувати за допомогою відомих зразків пасивних ВЛА і важільно-поршневих амортизаторів. Виділено та обгрунтовано основні геометричні параметри як основної механічної структури запропонованого пристрою, так і додаткової механічної структури управління, варіація якими надає можливість відтворити цільові (потрібні за деяких умов) робочі характеристики. Наведено напрямки та перспективи подальших досліджень, що надають можливість підвищити ефективність ВЛА з ШВМ управління.

Проведено дослідження дії пружинного динамічного поглинача з застосуванням двосторонніх методів для обчислення фізичних величин побудованої моделі та анімації. Використовуючи лише три звертання до правої частини диференціального рівняння, побудовано метод третього порядку точності, а також двосторонні наближення другого порядку точності. Подано явну оцінку похибки в кожній точці інтегрування.

Одним із основних напрямів технічного прогресу в машинобудуванні є ріст продуктивності і точності механічної обробки деталей, покращення якості поверхонь, що обробляються, котрі пов'язані з удосконаленням вібраційної стійкості обладнання. Вібрації обмежують підвищення режимів різання при оброблюванні деталей, погіршують шорсткість поверхонь, створюють наклеп верхніх шарів, при цьому суттєво знизують точність обробки і стійкість ріжучого інструменту. Виникнення коливань обумовлено зміною режимів різання, зовнішніми силами і зміною параметрів пружної системи верстат-пристосування-інструмент-деталь (ВПІД). Із великої кількості машинобудівного обладнання найбільш поширеними являються верстати для оброблювання тіл обертання, токарної і кругло-шліфувальної групи (більш ніж 40 %). Тому значне підвищення точності і продуктивності токарної обробки нежорстких деталей типу тіл обертання являється актуальним напрямом в машинобудівній галузі, а розроблення способів захисту від вібрацій відноситься до основних найбільш важних науково-технічних задач. В даний час відомі різноманітні методи і способи зниження вібрацій. До них можна віднести: балансування і зрівноваження машин, зміна жорсткісних, демпфуючих і інерційних параметрів обладнання. Для перелічених способів характерна для кожного раціональна область застосування. Віброгасителі мають особливе призначення, так як вони можуть бути використані не тільки при проектуванні і створенні конструкції, а і при експлуатації для покращення незадовільних динамічних якостей обладнання, котрі виявлені при впровадженні в виробництво. Перевага віброгасителів також полягає в тому, що при значно малих затратах на їх створення і експлуатацію вони дають можливість отримати бажаний ефект зниження рівня вібрацій. При роботі віброгаситель формує силові дії, котрі передаються на об'єкт. Зміна вібраційного стану об'єкта при приєднанні динамічного гасителя здійснюється як шляхом перерозподілу коливальної енергії від гасителя до об'єкта, так і при допомозі розсіювання коливань. Перший спосіб здійснюється налагодженням пружно-інерційних властивостей системи об'єкт-гаситель на резонансну частоту. Другий спосіб оснований на підвищенні дисипативних властивостей системи шляхом приєднання до об'єкта додаткових спеціальних демпфуючих елементів. В такому випадку говорять про динамічний гаситель з тертям. В основу динамічних гасителів положено використання пасивних елементів (мас, пружин, демпферів) і активних, котрі мають власні джерела енергії. Для зниження вібрацій, що виникають при обробці тіл обертання, було спроектовано і досліджено віброгаситель.

Індекс рубрикатора НБУВ: К448.53

Рубрики:

Амортизатори

Шифр НБУВ: Ж69121 Пошук видання у каталогах НБУВ 

Розглянуто двомасову віброударну систему з 2 ступенями вільності, яка складається з лінійного осцилятора, який названо первинною структурою, та з'єднаного з нею демпфера. Демпфер малої маси б'ється об стінку, яка жорстко скріплена з первинною структурою. Ця схема відповідає схемі однобічного віброударного нелінійного поглинача енергії. Показано, що навіть легкий демпфер може зменшити амплітуду та швидкість первинної структури в її коливальному русі. Подальша оптимізація параметрів демпфера має посилити цей ефект. Моделювання удару нелінійною контактною силою Герца надає можливість докладніше врахувати механічні характеристики поверхонь, що співударяються. Введення у розрахункову схему початкової відстані між первинною структурою та демпфером надає можливість врахувати удар між ними та побачити, коли цей удар відсутній.