Способ определения частот собственных колебаний механических систем

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПАТЕНТНЫЙ КОМИТЕТ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ СПОСОБ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ЧАСТОТ СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ МЕХАНИЧЕСКИХ СИСТЕМ(71) Заявитель Институт надежности машин Национальной Академии наук Беларуси(73) Патентообладатель Институт надежности машин Национальной Академии наук Беларуси(57) 1. Способ определения частот собственных колебаний механических систем путем возбуждения системы вынужденными механическими колебаниями и определения частот собственных колебаний системы по амплитудно-частотным спектрам, отличающийся тем, что систему возбуждают не менее чем на двух вынужденных частотах, при этом в качестве начальной частоты выбирают частоту, соответствующую номинальному эксплуатационному режиму работы системы, после чего меняют частоту вынужденных колебаний, а частоты собственных колебаний системы определяют по совпадению несместившихся пиков амплитуд на анализируемых совместно амплитудно-частотных спектрах. Фиг. 1 2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что изменение величины начальной частоты вынужденных колебаний выбирают не кратным величине начальной частоты. Изобретение относится к способам определения частот собственных колебаний деталей, механизмов машин,преимущественно роторных систем, имеющих в своем составе зубчатые механизмы. При исследовании динамики сложных колебательных систем, какими и являются современные машины и механизмы, возникает необходимость в определении их собственных частот. Теоретические методы определения собственных частот колебательных систем строятся, как правило, на представлении анализируемого объекта некоторой совокупностью инерционных, упругих и диссипативных элементов, образующих совместно с приложенными к этим элементам силами динамическую модель объекта. При этом, естественно, реальный механизм значительно упрощается, что в результате приводит к погрешностям при расчете собственных частот. Поэтому более предпочтительными методами их определения являются экспериментальные. Для экспериментального определения собственной частоты колебательной системы обычно используют метод измерения значений периода по пиковым (амплитудным) или нулевым точкам затухающего процесса свободных колебаний, а также метод резонансных испытаний системы с вариацией амплитуды вынужденных колебаний. Однако эти методы достаточно трудоемки и длительны (Вибрации в технике. Справочник, Т.5 // Под ред. М.Д.Генкина. - С. 314-348). Известен способ определения собственных частот колебаний объекта, имеющего сложную, разветвленную структуру, при котором пьезоэлектрический вибратор закрепляют непосредственно на исследуемом элементе, возбуждают колебания, создающие деформации, а измерение реакции производят по деформации в области ее максимальных уровней (А.с. СССР 672503, МПК 01 Н 13/00, 1979). К недостаткам этого способа следует отнести необходимость задания возмущающих колебаний с помощью вибраторов, что не всегда может быть реализовано кроме того, определение частоты максимальной деформации достаточно трудоемко, поскольку связано с тензометрированием узла объекта. Этот способ весьма трудоемок и требует значительных затрат времени. Из известных способов наиболее близким по технической сущности к предлагаемому и принятым в качестве прототипа является способ определения собственных частот колебаний объекта путем возбуждения системы вынужденными механическими колебаниями и определения резонанса системы (А.с. СССР 1052870,МПК 011/16, 1983). Существенным недостатком этого способа является то, что он также весьма трудоемок и занимает много времени, поскольку требует, помимо основного возбуждения исследуемого объекта вибратором, дополнительного возбуждения системы периодическими силами трения, что в принципе не приемлемо при сложном и разветвленном объекте, имеющем множество собственных частот. Задачей изобретения является упрощение определения собственных частот динамических систем. Задача решается способом, заключающимся в возбуждении системы вынужденными механическими колебаниями и определении частот собственных колебаний системы по амплитудно-частотным спектрам, в котором, согласно изобретению, систему возбуждают не менее чем на двух вынужденных частотах, при этом в качестве начальной частоты выбирают частоту, соответствующую номинальному эксплуатационному режиму работы системы, после чего меняют частоту вынужденных колебаний, а частоту собственных колебаний системы определяют по совпадению пиков амплитуд на амплитудно-частотных спектрах на выбранных частотах вынужденных колебаний. При этом изменение величины начальной частоты вынужденных колебаний должно быть некратным величине начальной частоты. Вынужденные колебания механической системы происходят одновременно на различных частотах действия источников детерминированных возмущений и в окрестности собственных частот колебаний конструкции, вследствие избирательных свойств резонансной системы при действии на входе плотного случайного спектра от большого числа источников возмущений (валов, зубчатых зацеплений, подшипников и т.п.). При этом вынужденные колебания проявляются в спектре в виде пиков на основных частотах (зубцовые,оборотные и т.д.) и кратных гармониках и смещаются по частотной оси с изменением частоты возмущения(например, скорости вращения), в то время как колебания на собственных частотах характеризуются постоянством их положения на частотной оси. Поэтому предлагаемый способ и базируется на неизменности собственных частот колебательной системы при изменении частоты возмущающих факторов, воздействующих на него. 4224 1 С целью получения точной оценки динамических свойств объекта требуемую информацию предпочтительно извлекать из результатов наблюдения за объектом в течение его нормального функционирования, когда он подвергается воздействию естественных возмущений. При этом оценка динамических характеристик выполняется только на основании анализа данных на выходе системы, т.е. по колебательному отклику системы на случайные или периодические возмущающие динамические воздействия, присущие именно объекту в эксплуатации, а не возмущаемые искусственно. Основным способом определения собственных частот системы в этом случае является спектральный анализ наблюдаемых колебаний. Спектральный анализ колебательных процессов на выходе системы с резонансными свойствами позволяет получить четко выраженные возрастания амплитуд спектральной плотности на резонансных частотах и на частотах действия интенсивных входных возмущений. На фиг. 1 (а, б, в) приведены амплитудно-частотные спектры вибраций, зафиксированные на подшипниковом узле одноступенчатого редуктора по координате , ) - 1500 об/мин б) - 21150 об/мин в) 31540 об/мин. На фиг. 2. приведен пример сравнения двух спектров (1500 об/мин и 21150 об/мин) с помощью ПЭВМ. На фиг. 3. приведена кинематическая схема испытательного стенда. Стенд состоит из электродвигателя 1 с плавно регулируемой частотой вращения (в пределах 503000 об/мин), соединенного посредством втулочно-пальцевой муфты 2 с валом ведущего колеса 3 одноступенчатого редуктора. Ведомое колесо 4 редуктора соединено с помощью втулочно-пальцевой муфты 5 с порошковым тормозом 6. На подшипниковом узле ведомого колеса 4 редуктора устанавливались пьезоэлектрический датчики ускорений 7 по трем осям координат и подключались к входным разъемам микропроцессорной системы сбора и обработки измерительной информации в реальном масштабе времени (на чертеже не показана). Апробация способа осуществлялась следующим образом. С помощью порошкового тормоза 6 устанавливался тормозной момент на его выходном валу 100 Нм, а скорость вращения вала электродвигателя на трех режимах испытаний была соответственно 1500 об/мин, 21150 об/мин, 31540 об/мин. На каждом режиме испытаний фиксировались виброускорения на подшипниковом узле ведомого колеса 4 (в виде файла данных, сохраненных в памяти ПЭВМ), затем для каждого режима работы (применив Быстрое Преобразование Фурье) определялся амплитудно-частотный спектр. Сравнивая спектры (соответствующей оси координат) друг с другом, определяли пики не изменяющие свое положение на частотной оси. Это и есть собственные частоты системы. Анализ полученных спектров показывает, что при изменении частоты вращения вынужденные частоты(зубцовые /60, здесь- число зубьев колеса) соответственно 333 Гц 766 Гц 1026 Гц смещаются по частотной оси, собственные частоты механической системы остаются на прежнем месте этой оси, изменяя только свою амплитуду. На спектрах наглядно видно, что пики на частотах 291 Гц,386 Гц и 481 Гц остаются неподвижны независимо от частоты вращения ведущего вала. Сравнение собственных частот стенда, полученных расчетным и экспериментальными методами, показывают, что они достаточно близки (погрешность лежит в пределах 20 ). Некоторое различие величин этих частот говорит о том, что при теоретическом их определении невозможно точно определить жесткостные параметры системы, поэтому наиболее близкими к реальным являются величины, определенные экспериментально. Такая проверка очень удобна и для идентификации параметров динамической системы. В результате проведенных работ было установлено, что собственные частоты стенда в рассматриваемом частотном диапазоне следующие 291 Гц 368 Гц 481 Гц. Сопоставительный анализ спектров удобно производить с помощью современных персональных компьютеров,когда на монитор ПЭВМ, с использованием одной и той же частотной оси, одновременно выводится несколько спектров (фиг. 2.). Этот процесс несложен для автоматизации. Предлагаемый способ имеет следующие преимущества по сравнению с прототипом. 1. Отсутствует необходимость применения вибраторов для возбуждения вынужденных колебаний, что уже упрощает возможность использования способа. Кроме того, для получения точной оценки динамических свойств объекта требуемую информацию предпочтительно извлекать из результатов наблюдения за объектом в течение его нормального функционирования, когда он подвергается воздействию естественных возмущений, что повышает информативность и достоверность полученных результатов. 2. Спектральный анализ колебательных процессов на выходе системы с резонансными свойствами позволяет получить четко выраженные возрастания амплитуд спектральной плотности на резонансных частотах,т.е., сместив частоты вынужденных колебаний в область определенных собственных частот системы, легко проверить их истинность. Использование для определения собственных частот деталей и механизмов микропроцессорной системы сбора и обработки измерительной информации в реальном масштабе времени имеет значительные преимущества. Так, процесс съема информации на каждом режиме работы стенда (включая время установки нужной скорости вращения на пульте управления стендом) составляет менее 1 мин, а процесс получения спектра 3 4224 1 и сравнение двух спектров между собой занимает около 30 с. Общее время работы испытательного стенда на всех режимах исследований составило около 5 мин. Все графики исходных процессов и спектров помещаются в памяти компьютера и выводятся на печать по мере надобности. Проведенные исследования показали возможность быстрого и точного определения собственных частот механических систем с использованием микропроцессорного комплекса сбора и обработки измерительной информации. Значительно сокращается время, трудоемкость и энергозатраты работ по экспериментальному определению собственных частот механических систем. Упрощается обработка полученных данных. Государственный патентный комитет Республики Беларусь. 220072, г. Минск, проспект Ф. Скорины, 66.