Федориненко Дмитро Юрійович

УДК 621.9:62-755

УДОСКОНАЛЕННЯ ПРИВОДУ КОРЕКТУЮЧИХ МАС СИСТЕМИ АВТОМА-ТИЧНОГО БАЛАНСУВАННЯ РОТОРІВ ТЕХНОЛОГІЧНИХ МАШИН

Спеціальність 05.02.03 - “Системи приводів”

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Вінниця - 2000

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Чернігівському державному технологічному університеті (ЧДТУ) Міністерства освіти і науки України.

Науковий керівник доктор технічних наук, професор Сахно Юрій Олексійович, ЧДТУ, професор кафедри металорізальних верстатів та систем.

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор Лур’є Зіновій Якович, Національний технічний університет “Харківський політехнічний інститут”, професор кафедри гідромашин;

кандидат технічних наук, доцент Переяславський Олексій Миколайович, Вінницький державний технічний університет, доцент кафедри технології та автоматизації машинобудування.

Провідна установа

Національний транспортний університет, кафедра “Мости та тунелі” Міністерства освіти і науки Україним. Київ).

Захист відбудеться “01” лютого 2001 року о 10 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради К 05.052.03 у Вінницькому державному технічному університеті за адресою: 21021, м. Вінниця, Хмельницьке шосе, 95.

З дисертацією можна ознайомитись у бібліотеці Вінницького державного технічного університету за адресою: 21021, м. Вінниця, Хмельницьке шосе, 95.

Автореферат розісланий 28 грудня 2000 р.

Вчений секретар спеціалізованої

вченої ради Дерібо О.В.

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. При створенні металообробного устаткування, рулонно-намотувальних верстатів для листового матеріалу, центрифуг, змішувачів, гідророзбивачів макулатури та ін. машин роторного типу виникає проблема автоматичного зрівноважування роторної системи зі зміною експлуатаційного дисбалансу. Від успішного її вирішення багато в чому залежить продуктивність праці, якість виробів, загальний рівень вібрацій і шуму машин, надійність і стабільність їхньої роботи.

Перспективний привод коректуючих мас (КМ) повинен забезпечувати автоматичне балансування на ходу машини, при цьому траєкторія переміщення центра мас КМ повинна бути близькою до дуг окружностей, тому що в цьому випадку не відбувається робота проти відцентрових сил; привод повинен бути адаптований до промислових умов без складної вібровимірювальної апаратури і забезпечувати високу продуктивність і надійність балансування. При пусках і зупинках машини він не повинен негативно впливати на якість продукції.

Автоматизація процесу балансування грунтується на методі спрямованого балансування або методі випадкового пошуку. У першому випадку пристрої балансування являють собою складну систему автоматичного керування, у другому - вони значно простіші, але не гарантують досягнення зрівноваженого положення роторної системи в прийнятний час. Незважаючи на накопичений досвід у теорії і практиці балансування роторів машин, є ряд невирішених питань як в області автоматизації балансуючих пристроїв, так і в області теорії зрівноважування механізмів. Задача автоматичного балансування роторів технологічних машин простими і надійними пристроями дотепер не вирішена. Очевидно, необхідний пошук нових перспективних засобів для реалізації балансування роторних машин в автоматичному режимі. Вирішення цієї задачі на даному етапі є актуальною проблемою в машинобудуванні.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дана робота виконувалася в рамках науково-дослідної роботи “Теоретична розробка методів і засобів автоматичного балансування систем” № ДР 0197U019283 відповідно до пріоритетного напрямку “Перспективні інформаційні технології, прилади комплексної автоматизації, системи зв'язку” код 07. Автор дисертації брав безпосередню участь у виконанні науково-дослідної роботи як виконавець.

Мета і задачі дослідження - створення удосконаленого приводу коректуючих мас системи автобалансування, який забезпечує зниження залишкового дисбалансу та розширює область застосування автоматичного балансування роторних машин. Для досягнення поставленої мети розв’язувались такі задачі:

1) теоретичне та експериментальне дослідження приводу для переміщення коректуючих мас, виконаного на базі гальмівної гідростатичної опори, як базового пристрою, що не потребує складних електронних блоків і датчика для виміру коливань ротора;

2) створення математичної моделі приводу коректуючих мас (однієї та більш) з урахуванням перехідного процесу останніх стосовно до умов автоматичного балансування;

3) розробка уточненої математичної моделі формування гальмівних сил та моментів на коректуючих масах у результаті прогину і податливості роторної системи;

4) створення структурної схеми та визначення передаточних функцій системи автобалансування; розробка рекомендацій щодо практичного застосування приводів коректуючих мас для статичного балансування роторних систем;

5) розробка принципів підвищення ефективності дії приводів коректуючих мас з обгрунтуванням вибору раціональних параметрів конфігурації гальмівної опори та місця розташування коректуючих мас на роторі; створення конструктивних схем пристроїв автобалансування з удосконаленим приводом.

Об’єкт дослідження - система автоматичного балансування технологічних машин методом випадкового пошуку зрівноважування роторів. Предмет дослідження - привод переміщення коректуючих мас на роторі в процесі автоматичного балансування технологічних машин.

Методи дослідження. Дослідження перехідних і гальмівних процесів у виконавчому механізмі приводу виконані чисельними методами диференційного та інтегрального аналізу, комп’ютерного моделювання; експериментальні дослідження приводів виконані за допомогою натурного моделювання; обробка експериментальних даних здійснювалась методом регресійного аналізу.

Наукова новизна одержаних результатів:

1) вперше одержано математичну модель приводу коректуючих мас з гальмівною гідростатичною опорою, в якій враховано складний рух цих мас; отримані структурні зв’язки та передаточні функції системи автобалансування з гідромеханічним приводом;

2) дістав подальшого розвитку метод випадкового пошуку зрівноваженого стану роторної системи в напрямку спрацьовування двох коректуючих дисків від їхнього повороту і радіального зсуву в приводі;

3) розроблена уточнена математична модель формування гальмівних сил та моментів на коректуючих масах з урахуванням кута їхнього повороту навколо власної осі та з урахуванням конусності робочого зазору в гальмівній опорі;

4) отримані аналітичні залежності для визначення конфігурації гальмівної гідростатичної опори приводу з метою підвищення ефективності спрацьовування коректуючих мас.

Практичне значення одержаних результатів полягає в тому, що на основі результатів теоретичних і експериментальних досліджень:

1) розроблена інженерна методика визначення раціональних конструктивних параметрів приводу коректуючих мас з гідростатичною опорою для систем автоматичного балансування незрівноважених роторів, яка впроваджена у виробництво на підприємстві “Чернігівавтодеталь” (акт приймання-передавання науково-технічної інформації від 10.08.1999 р., акт використання науково-технічної роботи від 19.10.1999 р., акт про використання результатів дисертаційної роботи від 01.06.2000 р.), та надані рекомендації по її застосуванню;

2) створені і випробувані експериментальні зразки приводів коректуючих мас на базі удосконалення системи автобалансування, що знижують залишковий дисбаланс, експлуатаційні витрати і підвищують продуктивність машин;

3) розроблене програмне забезпечення для розрахунку математичної моделі приводу системи автобалансування, у тому числі перехідного (неусталеного) процесу коректуючих мас за допомогою приводу з гідростатичною опорою;

4) розроблена методика формування керованого впливу - прогину ротора та податливості його опор з метою забезпечення спрацьовування коректуючих мас приводу і зниження залишкової незрівноваженості роторної системи.

Особистий внесок здобувача. У роботі [1] автором запропоновані векторні схеми компенсації режимного дисбалансу за допомогою незрівноважених коректуючих дисків; у роботах [2, 4] автору належать результати експериментальних досліджень податливості гідростатичних опор (ГСО) ротора для формування керуючого впливу на привод, а також дослідження коливань роторного вузла з пристроєм автоматичного балансування (ПАБ); у роботі [5] автором отримана залежність для визначення гальмівного моменту на коректуючих дисках від дії сил гідростатичного тиску рідини; у роботі [6] досліджена динаміка приводу коректуючих дисків з гальмівною ГСО; у роботі [7] досліджено формування гальмівного моменту на коректуючих дисках силами в’язкого тертя; у роботі [8] запропонована концепція для визначення перехідного процесу коректуючих дисків системи автобалансування; у роботі [9] запропоновані методи підвищення ефективності гальмування коректуючих дисків; у роботі [10] уточнено конструктивний ряд ПАБ з гідромеханічним приводом коректуючих дисків; у роботах [11, 12, 15] запропоновані конструктивні схеми приводів для гальмування коректуючих дисків за допомогою гідро - і аеростатичних, гідродинамічних опор; у роботі [13] досліджено маслорозподільний пристрій системи подачі рідини в ГСО; у роботі [14] досліджена траєкторія переміщення загального центра мас КМ у процесі балансування; у роботах [16, 17] запропонована математична модель формування гальмівного моменту на коректуючому диску під дією сил гідростатичного тиску рідини у виконавчому механізмі приводу; у роботі [18] отримана амплітудно-фазово-частотна характеристика (АФЧХ) роторного вузла з ПАБ .

Апробація результатів дисертації. Основні результати роботи розглядалися на всеукраїнських науково-технічних конференціях “Гидроаэромеханика в инженерной практике” м. Черкаси, 1997 р., м. Київ 1998 р. та 2000 р., на IV міжнародній науково-технічній конференції “Прогрессивные технологии машиностроения и современность” м. Донецьк, 1997 р., на V міжнародній науково-технічній конференції “Машиностроение и техносфера на рубеже XXI столетия” м. Донецьк, 1998 р., на міжнародній науково-технічній конференції “Прогресивна техніка і технологія машинобудування, приладобудування, зварювального виробництва” м. Київ, 1998 р., а також на щорічних науково-технічних конференціях ЧДТУ, м. Чернігів 1997-1999 р., де відзначена актуальність виконаної роботи і схвалений напрямок наукових розробок. Дисертаційна робота в повному обсязі розглядалася на кафедрі “Металорізальні верстати та системи” ЧДТУ та кафедрі “Гідропневмоавтоматика і гідравліка” Національного технічного університету України “Київський політехнічний інститут”.

Публікації. За результатами дисертації опубліковано 18 друкованих робіт (2 статті в наукових журналах, 8 статей у збірниках наукових праць, 1 депонована робота, 5 матеріалів науково-технічних конференцій, 2 позитивних рішення про видачу патенту).

Структура і обсяг дисертації. Дисертація складається з вступу, п'ятьох розділів, висновків, списку використаних літературних джерел (112 найменувань) і 17 додатків. Робота викладена на 271 сторінці машинописного тексту, має 85 рисунків і 6 таблиць. Ілюстрації, таблиці, список використаних літературних джерел, додатки займають 123 сторінки.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі відображена актуальність розробленої теми, поставлена мета і визначені задачі роботи, наведена наукова новизна і практичне значення результатів роботи, приведені відомості про особистий внесок здобувача та апробацію результатів дисертації. Відзначено роль у створенні гідроприводів провідних вчених України Бочарова В. П., Зайончковського Г. Й., Струтинського В. Б., Ісковича-Лотоцького Р. Д., Яхно О. М., Лур’є З.Я. і ін. Зроблено аналіз розвитку теорії і практики зрівноважування роторів у роботах Щепетильнікова В. А., Растрігіна Л. А., Горбунова Б. І., Гусєва В. Г., Гусарова А. А., Барке В. Н., Сахно Ю. О. та ін.

У першому розділі на основі вивчення технічних умов, запропонованих до машин при значеннях есте max6,3 ммрад/с (ДСТУ 22061-76), складені вимоги до приводів балансуючих пристроїв. Дано обгрунтування напрямку розробок приводів КМ з ГСО для автоматичного балансування роторів технологічних машин на основі модифікованого методу випадкового пошуку.

З метою вибору об'єкта досліджень і створення високоефективного приводу проаналізований досягнутий вітчизняний і світовий рівень в області автоматичного балансування роторних машин і розроблена класифікація приводів КМ. Класифікація дозволила упорядкувати відомі рішення конструкцій приводів і на цій основі взяти за базу досліджень найбільш просте конструктивне рішення - привод з гальмівною ГСО, що не потребує складних вібровимірювальних пристроїв, датчика коливань, підсилювальних та перетворюючих пристроїв. Запропоновано використовувати КМ у вигляді коректуючих дисків, які дозволяють змінювати величину дисбалансу в широких межах при тому самому типорозмірі ПАБ.

Розглянуто формування керуючого впливу на привод КМ за рахунок прогину і податливості опор ротора машини. Наведено огляд теоретичних робіт зі створення приводів систем автобалансування та аналіз впливу кінематики приводу на закон переміщення загального центра мас КМ.

У другому розділі проведено кінематичне і силове дослідження процесу гальмування КМ при їх взаємодії з гальмівним сегментом виконавчого механізму приводу.

Принцип дії базового приводу з гальмівною ГСО (рис. 1) полягає в наступному. Коректуючі диски 3, 5 посаджені з можливістю повороту на роторі 1 за допомогою підшипників 6 і фіксуються відносно ротора 1 підпружиненими кульками 2, які входять у лунки на бічній поверхні дисків 3, 5. В результаті прогину і зсуву ротора 1 в податливих опорах під дією відцентрових сил коректуючі диски 3, 5 зміщуються разом з незрівноваженим ротором 1 на величину е. При цьому зазор 0 у гальмівній опорі в сполученні “коректуючий диск - секція опори 4” зменшується, що призводить до виникнення на дисках 3, 5 гальмівних сил. При перевищенні ними величини фіксації, яка утворюється підпружиненими кульками, диски повертаються відносно ротора і один одного доти, поки дисбаланс ротора не буде зрівноважений. При цьому зазор 0 збільшується, що призводить до зменшення сил гальмування і наступної фіксації дисків відносно ротора.

Гальмівний момент на коректуючих дисках формується (рис. 2, друга секція опори умовно не наведена) секцією гальмівною опори на нижній 1 та верхній 2 перемичках під дією результуючих сил тиску РН, РВ у прошарку рідини і сил в'язкого тертя рідини FВ (на нижній перемичці відповідно FН) при обертанні коректуючих дисків.

Гальмівний момент від сил гідростатичного тиску на нижній перемичці МРН=РНа, де а - плече прикладення реакції сили РН. Припустивши, що РН дорівнює по модулю силі Р тиску рідини на поверхню диска (на довжині перемички), отримаємо

,

де РS, PC - сумарні проекції елементарних сил тиску рідини на взаємоперпендикулярні напрямки; W - ширина щілини перемички секції; RД  радіус коректуючого диска; р() - розподіл тисків по довжині перемички секції; 1, 2 - кути, що визначають положення початку і кінця щілини в системі координат XOY відносно рухомої системи координат x1o1y1 (див. рис. 2).

Прийнявши а=е, де е - абсолютний ексцентриситет положення диска в гальмівній опорі, одержимо гальмівний момент МРН від сил гідростатичного тиску рідини у вигляді

, (1)

де - кут положення результуючої сили тиску рідини на коректуючий диск.

Гальмівний момент на коректуючому диску, утворюваний перемичкою (наприклад, верхньою) секції від дії сил в'язкого тертя рідини FВ на плечі RД, буде

, (2)

де 0 - дотична напруга на поверхні диска, обумовлена швидкістю руху диска, неоднаковим тиском по довжині щілини і перепадом тиску (pK-pЗЛ), який утворюється насосом.

Гальмівний момент, утворюваний секцією опори, знаходиться як алгебраїчна сума моментів MF і MP на нижній і верхній перемичках секції силами в'язкого тертя та гідростатичного тиску рідини відповідно. Основну частку у формуванні гальмівного моменту в ГСО складають сили в'язкого тертя рідини (рис. 3, 4, де - кут повороту коректуючого диска в гальмівній опорі).

Запропонована схема переміщення загального центра мас КМ у гальмівній опорі приводу за дугами окружності і ділянками спіралі, в результаті застосування котрої найбільш повно забезпечуються вимоги, які ставляться до перспективних приводів КМ.

У третьому розділі наведена узагальнена математична модель приводу КМ системи автобалансування з гальмівною ГСО. Проведено дослідження динаміки перехідного (неусталеного) процесу приводу КМ і досліджено формування керуючого впливу на привод. Запропоновано шляхи удосконалення приводу КМ.

Розрахункова схема гідромеханічного приводу КМ наведена на рис. 5 (Б1 - бак; Н1 - насос; Ф1 - фільтр; КЗ1 - клапан запобіжний; ПП1 - подільник потоку; е - зміщення геометричної осі ротора).

Математична модель приводу КМ системи автобалансування роторів технологічних машин подана у вигляді:

рівняння витрат у системі - , ;

розподіл тисків p() та дотичних напруг 0 на перемичках гальмівної опори -

,

;

гальмівні моменти на коректуючих дисках - рівняння (1) та (2);

рівняння динаміки руху дисків у перехідному процесі:

- переносний рух ,

- відносний рух ;

рівняння керованого впливу на привод -,

де QН - витрата насоса; qki - витрата, яка надходить у кармани ГСО; qфр - витрата фрикційного плину рідини; qак і qт - витрати рідини з карманів опори в аксіальному і тангенціальному напрямках; - динамічна в’язкість рідини; V0 - лінійна швидкість руху поверхні диска; А1...А5, В1...В3, Е3, Е4 - змінні, що залежать від , е, та статичного радіального зазору в опорі 0; С10, С20 - сталі інтегрування рівняння Рейнольдса; Е1, Е2 - змінні, що залежать від , V0, Rд, С10; 0 - кутова швидкість обертання ротора; t0 - час переносного руху диска; JO1 - момент інерції диска відносно осі, яка проходить через точку О1 (рис. 6); t - час відносного руху диска; Мгал - сумарний гальмівний момент на коректуючому диску; Мф - момент фіксації диска; mд - маса диска; r - радіус розташування центра мас диска (див. рис. 6); EJ - жорсткість ротора при вигині в площині коливань; - поперечне переміщення на відстані х у момент часу t1; k - коефіцієнт постелі; m - маса одиниці довжини ротора; Рk - збурююча сила; - частота вимушених коливань системи.

При створенні математичної моделі приводу КМ прийняті такі основні припущення. Витрата через запобіжний клапан дорівнює нулю (qкл=0), тому що система працює в режимі постійної витрати QН=const. Тиск у зливній магістралі прийнято рівним нулю (рзл=0). Робочу рідину приймаємо з постійною в’язкістю і щільністю. Вважаємо, що розміри робочого зазору в опорі, а також очистка рідини такі, при яких не відбувається облітерація щілин. При розв’язанні рівнянь руху дисків у перехідному процесі тиск у карманах опори прийнято постійним, тому що, як показали дослідження, його коливання істотно не впливають на формування гальмівного моменту. Похибкою, яка вноситься подільником потоку, зневажаємо внаслідок вкрай незначної різниці витрат в більш і менш навантажених карманах ГСО приводу.

Установлено, що в перехідному процесі коректуючий диск бере участь у складному русі: переносному (обертальному русі разом з ротором відносно геометричної осі з постійною кутовою швидкістю 0) і відносному (обертальному русі коректуючого диска відносно осі віджатого ротора зі змінною кутовою швидкістю 1 (див. рис. 6)). При цьому диск чергує свої рухи то в зачепленому, то в розчепленому з ротором положенні.

Для розв’язання на ЕОМ рівняння динаміки відносного руху дисків у перехідному процесі буде

,

де н, к - кути початку і кінця ділянки гальмування диска.

У загальному випадку Мгал=f(, 1), 1=d/dt, проте, з метою спрощення математичної моделі Мгал приймався постійним на малих ділянках гальмівного шляху (к _ н=1).

Перехідний процес гальмування розрахований на підставі обмежень:

умова спрацьовування диска _;

умова зупинки диска _.

В результаті чисельного дослідження на ЕОМ перехідного (неусталеного) процесу визначені: раціональні моменти фіксації коректуючих дисків для різноманітних співвідношень частоти обертання ротора n і діаметрального статичного зазору в гальмівній опорі приводу (рис. 7); зони нечутливості роботи приводу для різноманітних співвідношень n і ; значення амплітуди коливань ротора в перехідному процесі.

Результати досліджень показують, що залишкова амплітуда коливань ротора Азал в місці установки коректуючих дисків при зовнішньому дисбалансі ДЗ=6500 гмм не перевищує 5 мкм (рис. 8). Зростання Азал в діапазоні ДЗ=3500 - 6500 гмм пов'язане з технологічним обмеженням кроку лунок для фіксації коректуючих дисків.

Запропоновано структурну схему системи автобалансування з гідромеханічним приводом у вигляді адекватної системи автоматичного регулювання з зворотнім каналом керування і каналом зворотного зв'язку процесу технологічного збурення. Якщо балансування проводити на холостому ходу машини, тоді систему автобалансування варто розглядати без процесу технологічного збурення і загальна передаточна функція спрощується до вигляду

,

де Wy - передаточна функція пружної системи ротора; K, L, M - безінерційні ланки; WПАБ - передаточна функція ПАБ.

Для формування керуючого впливу на привод КМ і визначення місця установки коректуючих дисків на роторі виконаний динамічний розрахунок системи “роторний вузол - ПАБ - дисбаланс”. Розрахунок здійснено за допомогою методу початкових параметрів у матричному формулюванні, що дозволяє зводити розрахунок складної ланцюгової системи до багаторазово повторюваного циклу алгебраїчних операцій на ЕОМ. Метод вирішення даної задачі заснований на розв'язанні матричного рівняння, що зв'язує параметри в початковому перетині ротора через перехідні матриці її перетинів і ділянок з параметрами в кінцевому перетині, а також з силовим чинником, що діє у k-му перетині

,

де - матриці-стовпчики комплексних параметрів на кінцях ротора (у n-му і 1-му перетинах); - матриця, рівна добутку всіх перехідних матриць (для перетинів і ділянок) ротора; - матриця, рівна добутку всіх перехідних матриць ротора, розташованих після k -го перетину, де прикладена зовнішня сила Pk.

Матриця комплексних величин параметрів у i-му перетині ротора і матриця зовнішніх навантажень у k-му перетині мають вигляд

, ,

де yi - комплексна амплітуда зсуву ротора; i - комплексна амплітуда кута повороту ротора; Mi  комплексна амплітуда моменту сили; Qi - комплексна амплітуда поперечної сили; l - довжина ротора; EJi - гнучка жорсткість i-го перетину ротора; Mk - зовнішній момент сил.

Частотна передаточна функція по силовому зовнішньому впливу, що діє в перетині k, запишеться у вигляді

.

В результаті розрахунку отримані АФЧХ і форми коливань системи в різноманітних перетинах, по яких установлені: резонансні частоти та амплітуди роторної системи з гальмівними ГСО і аеростатичними опорами (АСО) приводу; раціональні місця установки коректуючих дисків на роторі з погляду спрацьовування приводу та зниження залишкової незрівноваженості роторної системи.

Наведено теоретичні і експериментальні пороги спрацьовування приводів з ГСО і АСО при зміні зовнішнього дисбалансу ротора, які показують, що привод з гальмівною ГСО більш чутливий до зміни частоти обертання і дисбалансу ротора, ніж привод з гальмівною АСО.

Запропоновано шляхи удосконалення приводу коректуючих дисків з ГСО, найбільш раціональні з яких: зміна довжини і ширини перемички секції; зміна радіуса диска, виконання поверхні секції за кривою еліпса. Гальмування коректуючих дисків з гальмівною АСО приводу (позитивне рішення за заявкою №98041767) здійснюється за рахунок сил тертя між фторопластовою поверхнею диска і секцією опори, які змащуються потоком стисненого повітря під невеликим тиском (р0,12 МПа). У запропонованому приводі гальмівні зусилля на коректуючих дисках мало залежать від частоти обертання ротора і температури мастила, що дозволяє використовувати гальмівну АСО при високих швидкостях обертання ротора.

У четвертому розділі приведені методика і результати експериментальних досліджень приводів КМ систем автобалансування з гальмівними ГСО і АСО.

Експериментальні дослідження конструкцій приводів КМ з ГСО і АСО на базі роторної системи токарних верстатів показали, що розмах коливань ротора після автобалансування знизився в 5-8 разів (рис. 9). Установлені раціональні значення зазору в гальмівній опорі, моменти фіксації дисків і пороги чутливості приводу з ГСО та АСО. У взаємозв'язку із залишковою амплітудою коливань ротора досліджено вплив зазору в ГСО, який змінюється в часі, на гальмування коректуючих дисків.

Отримано експериментальні динамічні характеристики (АФЧХ і форми коливань) системи “роторний вузол - ПАБ - дисбаланс” і установлено, що в робочому частотному діапазоні машини (0-50 Гц) амплітуда коливань роторного вузла з ПАБ визначається в основному податливістю його опор, металевий контакт в опорах ротора не відбувається.

У п’ятому розділі розроблена науково-обгрунтована методика визначення раціональних параметрів ПАБ з ГСО приводу і методика визначення раціонального місця установки дисків на роторі. Запропоновано перспективні конструкції ПАБ з удосконаленим приводом КМ для гідророзбивачів макулатури, металообробного обладнання і надані рекомендації по застосуванню розробленого устаткування для статичного балансування роторів технологічних машин.

ВИСНОВКИ

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

Основні положення дисертаційної роботи викладені в таких роботах:

1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

9.

10.

11.

12.

13.

14.

15.

16.

17.

18.

АНОТАЦІЇ

Федориненко Д. Ю. Удосконалення приводу коректуючих мас системи автоматичного балансування роторів технологічних машин. -Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.02.03 - системи приводів. - Вінницький державний технічний університет, Вінниця, 2000.

У дисертації розглянуті питання удосконалення приводу коректуючих мас для автоматичного балансування роторних машин. Створено математичну модель приводу коректуючих мас системи автобалансування. Розроблено уточнену математичну модель формування гальмівних сил та моментів на коректуючих масах у гальмівній опорі приводу. Отримана динамічна модель та передаточні функції системи автобалансування роторів технологічних машин. Запропоновано шляхи удосконалення приводу системи автобалансування з гальмівною гідростатичною опорою. Досліджено формування керуючого впливу на привод. Проведено експериментальні дослідження, які підтверджують теоретичні висновки. Запропонована методика визначення раціональних параметрів приводу та надані рекомендації по використанню розроблених пристроїв у виробництві.

Ключові слова: привод, коректуючі диски, автоматичне балансування, гідростатична опора, дисбаланс, ротор.

Федориненко Д. Ю. Усовершенствование привода корректирующих масс системы автоматической балансировки роторов технологических машин. -Рукопись.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.02.03 - системы приводов. - Винницкий государственный технический университет, Винница, 2000.

В диссертации рассмотрены вопросы усовершенствования привода корректирующих масс для автоматической балансировки роторных машин. В работе сформулированы и детально обоснованы цель, задачи исследования. Рассмотрен достигнутый отечественный и мировой уровень в области автоматической балансировки роторных машин, и разработана классификация приводов корректирующих масс. Классификация позволила упорядочить известные решения конструкций приводов и на этой основе взять за базу исследований наиболее простое конструктивное решение - привод с тормозной гидростатической опорой, который не требует сложной виброизмерительной аппаратуры, электронных блоков управления процессом балансировки.

Проведен кинематический анализ процесса торможения корректирующих дисков в приводе, в результате которого установлено, что центр масс корректирующих масс в переходном процессе перемещается по дугам окружности и участкам спирали, что уменьшает динамические нагрузки на ротор.

Разработана уточненная математическая модель и составлена программа расчета на ЭВМ формирования тормозных сил и моментов на корректирующих дисках с исполнительным механизмом привода в виде гидростатической опоры. Установлено, что основную долю в формировании тормозного момента на корректирующих дисках составляют силы вязкого трения жидкости (более 90%); работоспособность привода зависит от температуры рабочей жидкости в приводе.

Создана обобщенная математическая модель привода корректирующих масс системы автобалансировки роторов технологических машин с учетом сложного движения этих масс в переходном (неустановившемся) процессе. Получены теоретические значения амплитуды вибраций ротора и времени переходного процесса.

Предложена структурная схема и математическая модель системы автобалансировки с обратным каналом управления и обратным каналом процесса технологического возмущения.

В работе исследовано формирование управляющего воздействия на привод корректирующих масс за счет прогиба и смещения ротора на упругодемпфирующих опорах. Определены динамические пороги срабатывания привода при изменении режимного дисбаланса.

Предложены пути повышения эффективности торможения корректирующих масс, наиболее рациональными из которых являются: изменение длины и ширины перемычки секции тормозной опоры, изменение радиуса корректирующего диска, выполнение тормозной поверхности опоры по кривой эллипса. Для повышения надежности привода корректирующих дисков при больших скоростях вращения ротора предложен привод с аэростатической опорой.

В результате теоретических и экспериментальных исследований перемещения корректирующих масс от гидро - и аэростатических опор установлено, что размах колебаний неуравновешенного ротора машины снизился после автобалансировки в 5-8 раз.

Предложена методика определения рационального места установки корректирующих дисков на роторе с точки зрения срабатывания привода и уменьшения остаточной неуравновешенности роторной системы.

Для промышленного применения приводов разработана методика определения рациональных параметров устройств автоматической балансировки, внедренная в производство на ОАО “Черниговавтодеталь”, и пакет программ для расчета на ЭВМ

Ключевые слова: привод, корректирующие диски, автоматическая балансировка, гидростатическая опора, дисбаланс, ротор.

Fedorinenko D. Y. Improvement of a drive unit of correcting weights of automatic balancing system of rotor technological machines. -Manuscript.

Thesis for a scientific degree of the candidate of technical science on speciality 05.02.03 - drive systems. - Vinnitsia State Technical University, Vinnitsia, 2000.

In the dissertation the present thesis deals with the problems of improvement the drive unit of correcting weights for automatic balancing of rotor machines. The mathematical model of correcting weights drive unit of automatic balancing system has been created. The specified mathematical model of forming brake forces and moments on correcting weights in a brake support of a drive unit has been elaborated. The dynamic model and transfer functions of technological machines automatic balancing rotors system have been obtained. The ways of improvement a drive unit of automatic balancing system with brake hydrostatic support have been offered. The formation of the directing influence on the drive unit has been investigated. The experimental study proving the theoretical conclusion has been carried out. The methods of determining rational parameters of a drive unit have been offered and the recommendations concerning the industrial use of the developed devices have been proposed.

Key words: drive unit, correcting disks, automatic balancing, hydrostatic bearings, disbalance, rotor.