Разработка и исследование способа снижения виброактивности стиральных машин барабанного типа при отжиме
На правах рукописи
Махов Дмитрий Петрович
РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ СПОСОБА СНИЖЕНИЯ ВИБРОАКТИВНОСТИ СТИРАЛЬНЫХ МАШИН БАРАБАННОГО ТИПА ПРИ ОТЖИМЕ
Специальность 05.02.13 – Машины, агрегаты и процессы
(коммунальное хозяйство и сфера услуг)
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Шахты – 2009
Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Южно-Российский государственный
университет экономики и сервиса» (ГОУ ВПО ЮРГУЭС) на кафедре
«Машины и аппараты бытового назначения»
| Научный руководитель | кандидат технических наук, доцент Алехин Сергей Николаевич |
| Официальные оппоненты: | доктор технических наук, профессор Фомин Юрий Григорьевич |
| кандидат технических наук, профессор Набережных Анатолий Иванович | |
| Ведущая организация | ЗАО «Прогресс» г. Шахты |
Защита состоится «18» декабря 2009 г. в 1000 часов на заседании диссертационного совета Д 212.313.01 при Южно-Российском государственном университете экономики и сервиса по адресу: 346500, г. Шахты Ростовской области, ул. Шевченко, 147, ауд. 2 247.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Южно-Российского государственного университета экономики и сервиса.
Текст автореферата размещен на сайте ЮРГУЭС: http: www.sssu.ru
Автореферат разослан: «17» ноября 2009 г.
Ученый секретарь
диссертационного совета Д 212.313.01 Куренова С.В.
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность темы диссертации. Одними из наиболее массовых изделий бытовой техники и коммунального хозяйства являются стиральные машины барабанного типа, которые обладают рядом достоинств по сравнению с другими типами стиральных машин. Однако высокий уровень вибрации при центробежном отжиме текстильных изделий является одним из их главных недостатков, снижающих их потребительские свойства и конкурентоспособность на рынке бытовой и коммунальной техники.
Вредное влияние вибрации на технические объекты, в том числе на стиральные машины, выражается в выходе из строя конструктивных элементов, увеличении зазоров в подвижных соединениях, в нарушении работы контрольно-измерительных приборов.
В стиральных машинах барабанного типа, как и в большинстве технических объектов, относящихся к роторным системам, имеющим упруго подвешенный ротор (моечный узел или, другими словами, подвесную часть стиральной машины), в период центробежного отжима практически неизбежно (ввиду конструктивных особенностей системы подвески моечного узла), наблюдаются резонансные явления при разгоне и торможении барабана. Вместе с тем, резонансные колебания оказывают наиболее существенное дестабилизирующее влияние на состояние и работоспособность машин. О негативных последствиях такого влияния указывают авторы теоретических и прикладных работ, посвященных динамике машин и механизмов.
Вопросы исследования динамики стиральных машин барабанного типа, методов и технических средств защиты от вибрации рассмотрены в ряде научных работ. При этом установлено, что вопросы исследования резонансных колебаний в процессе центробежного отжима изучены недостаточно полно.
Анализ публикаций, посвященных динамике стиральных машин при резонансных колебаниях и разработке методов и технических средств виброзащиты, позволил выявить следующее:
во-первых, известные способы и средства борьбы с вибрацией, а также существующие рекомендации по выбору рациональных конструктивных параметров системы виброизоляции стиральных машин барабанного типа не позволяют достаточно эффективно снижать уровень резонансных колебаний;
во-вторых, современные научные представления о динамике стиральной машины, как колебательной системы, и существующие математические модели, описывающие ее колебания, в неполной мере учитывают специфику резонансных колебательных процессов при отжиме, обусловленную режимным изменением параметров виброизоляции.
Высокая значимость перечисленных проблем совершенствования конструкций и повышения качества современных стиральных машин обусловливает актуальность выбора направления диссертационного исследования.
Целью диссертационного исследования является снижение уровня резонансных колебаний стиральных машин барабанного типа при центробежном отжиме путем режимного изменения жесткости подвески колебательной системы.
С учетом указанной цели основными задачами исследования являются:
- анализ существующих методов и средств защиты от вибрации, применяемых в стиральных машинах барабанного типа, и определение рациональных способов снижения уровня резонансных колебаний при центробежном отжиме;
- математическое моделирование поведения колебательной системы стиральных машин при резонансных колебаниях в период разгона и торможения стирального барабана с учетом современных положений теории колебаний и конструктивно-режимных особенностей стиральных машин барабанного типа;
- разработка способа снижения уровня резонансных колебаний стиральных машин барабанного типа при разгоне и торможении барабана в период центробежного отжима;
- экспериментальное определение амплитуд резонансных колебаний подвесной части в зависимости от режимных изменений жесткости упругих элементов подвески;
- разработка рекомендаций по выбору рациональных конструктивных параметров системы виброизоляции стиральных машин барабанного типа, обеспечивающих снижение их виброактивности при резонансных колебаниях.
Объектом исследования являются бытовые стиральные машины барабанного типа, осуществляющие процессы по обработке текстильных изделий при стирке и отжиме в одном барабане с горизонтальной осью вращения.
Методологической и теоретической основой исследования служат основные положения теории колебаний, труды отечественных и зарубежных исследователей в области разработок математических моделей для стиральных машин, устройств и элементов виброизоляции, повышения комфортности и вибронадежности рассматриваемых объектов. В диссертации использовались элементы математического анализа, методы статистической обработки данных, математического и физического моделирования.
Научная новизна диссертации заключается в следующем:
- Анализ способов виброзащиты стиральных машин барабанного типа показал, что для снижения уровня колебаний в пуско-остановочных режимах необходимо управление частотными характеристиками колебательной системы за счет изменения жесткости упругих элементов подвески.
- Разработан способ снижения уровня резонансных колебаний стиральных машин барабанного типа путем дискретного изменения собственной частоты системы. Показано, что для эффективной реализации данного способа изменение собственной частоты системы должно происходить при частоте вынужденных колебаний, соответствующей точке пересечения ветвей резонансных кривых колебательных процессов системы с различной жесткостью подвески.
- На основе решения уравнений колебаний системы с различной жесткостью получены выражения для определения частот вынужденных колебаний, при достижении которых осуществляется дискретное изменение жесткости колебательной системы. Установлено, что значения данных частот вынужденных колебаний не зависят от демпфирующих свойств системы и определяются лишь инерционными характеристиками подвесной части и жесткостью элементов системы подвески.
- Установлены зависимости амплитуд колебаний и частоты, соответствующей дискретному изменению жесткости подвески колебательной системы, от соотношения парных жесткостей упругих элементов. Показано, что для системы с диссипацией снижение амплитуд колебаний наблюдается в диапазоне соотношения между дискретными значениями жесткости от 1,353 до 2,294, при этом значения частот, соответствующих дискретному изменению жесткости, увеличиваются.
Практическая значимость. Для разработки стиральных машин барабанного типа с улучшенными показателями качества, а также при их модернизации, обслуживании и ремонте особую значимость имеют следующие практические результаты диссертационной работы:
- способ преодоления резонанса в стиральной машине барабанного типа (патент РФ № 2367735);
- основные идеи по проектированию элементов упруго-диссипативной системы виброизоляции подвесной части машины и управлению дискретным изменением значений жесткости упругих элементов (устройств) системы;
- рекомендации и программы расчета с использованием компьютерных технологий рациональных конструктивных параметров системы вибро-изоляции стиральных машин, обеспечивающих снижение уровня резонансных колебаний при требуемом качестве обработки текстильных изделий.
Результаты диссертации представляют интерес для проектно-конструкторских организаций, а также для предприятий по изготовлению, эксплуатации и ремонту как бытовых, так и стиральных машин коммунального хозяйства.
Апробация работы. Основные положения диссертации были доложены на научно-технических конференциях в ФГОУ ВПО «Российский государственный университет туризма и сервиса» (Московская обл., п. Черкизово, 2007 г.), в ГОУ ВПО «Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса» (г. Шахты, 2007, 2008, 2009 гг.), на 5-й международной научно-практической конференции «Современные научные достижения» (София, Болгария, 2009 г).
Результаты работы использованы предприятиями по ремонту и техническому обслуживанию бытовых стиральных машин (ООО «Дом быта»,
г. Ростов-на-Дону и др.).
Материалы диссертации использованы в учебном процессе в ЮРГУЭС при изучении дисциплин «Проектирование бытовых машин и приборов», «Бытовые машины и приборы» и «Теоретические процессы бытовых машин и приборов».
Публикации. Основное содержание диссертационной работы опубликовано в 7 статьях, из них в 2 статьях в журналах, входящих в перечень п. 8 ВАК РФ. Получены патенты РФ на изобретение и на полезную модель.
Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, выводов, приложений, библиографического списка и содержит 153 страницы машинописного текста, 53 рисунка, 11 таблиц и список использованной литературы из 138 наименований.
Диссертация выполнена на кафедре «Машины и аппараты бытового назначения» ЮРГУЭС.
СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
Во введении дано обоснование актуальности темы, сформулированы цели и определены основные задачи исследований, приведены сведения о научной новизне, практической ценности и реализации результатов диссертационной работы.
В первой главе проанализированы накопленные знания в области теории колебаний, современное состояние вопроса по снижению виброактивности стиральных машин. Показано, что одним из эффективных способов снижения уровня колебаний в пуско-остановочных режимах является управление частотными характеристиками колебательной системы, причем такое управление целесообразно осуществлять за счет изменения жесткости упругих элементов подвески.
Исследование динамики стиральных машин базируется на общетеоретических положениях, разработанных для твердых тел с несколькими степенями свободы. Известен целый ряд научных и прикладных работ, посвященных вопросам теории колебаний и ее практического применения, наиболее известными из которых являются работы А.Н. Крылова, Л.И. Мандельштама, С.П. Тимошенко, В.В. Болотина, И.И. Блехмана, Ю.И. Неймарка, Я.Г. Пановко, Р.Ф. Ганиева, В.Л. Бидермана, К.В. Фролова, И.М. Бабакова, С.П. Стрелкова и др.
Определенный вклад в исследование динамики стиральных машин внесли авторы работ, в которых рассматриваются динамические нагрузки или излагаются результаты теоретических исследований по некоторым вопросам, связанным с защитой от вибрации. Среди них следует отметить работы Л.М. Рябинького, Е.А. Панфилова, Э.Г. Гудушаури, В.И. Малыхина, С.А. Кузнецова, А.И. Набережных, А.В. Малыгина, А.Д. Бондаренко, Ю.А. Матвеева и др.
Из анализа имеющихся публикаций установлено, что современные научные представления о динамике стиральных машин, как колебательной системы, и существующие математические модели, описывающие их колебания, в недостаточной мере учитывают специфику резонансных колебательных процессов при отжиме, обусловленную режимным изменением параметров виброизоляции.
Выявлено, что известные способы и средства борьбы с вибрацией, а также существующие рекомендации по выбору рациональных конструктивных параметров системы виброизоляции стиральных машин барабанного типа не позволяют достаточно эффективно снижать уровень резонансных колебаний.
Таким образом, вопросы, которые требуют первостепенного решения для снижения вредного влияния вибраций в стиральных машинах, связаны с необходимостью разработки эффективных способов снижения уровня резонансных колебаний при центробежном отжиме изделий; разработки соответствующих методик и экспериментальных установок, а также математического описания колебательных процессов и связанных с ними явлений, позволяющих установить зависимости динамических характеристик машин от их конструктивных и режимных параметров.
Во второй главе рассмотрены теоретические основы процессов снижения уровня резонансных колебаний стиральных машин.
Дана характеристика отдельным периодам процесса отжима, последовательно протекающим друг за другом. Рассмотрены особенности динамики стиральных машин в периоды разгона и торможения барабана при отжиме текстильных изделий.
Выявлены особенности резонансных явлений стиральных машин барабанного типа как колебательных систем при центробежном отжиме. Показано, что важное значение для управления свойствами резонансных кривых и уровнем резонансных колебаний имеют соотношения между массой подвесной части и жесткостью упругих элементов подвески. Это позволяет сделать выводы о перспективности использования способов снижения уровня резонансных колебаний путем режимного управления собственной частотой колебательной системы стиральных машин.
На основании этого автором диссертации предложен способ снижения резонансных колебаний стиральных машин путем дискретного изменения собственной частоты колебательной системы, новизна которого защищена патентом РФ № 2367735. Предложенный способ иллюстрируется рис. 1, на котором показан график изменения амплитуды колебаний моечного узла стиральной машины в период центробежного отжима текстильных изделий от момента включения машины в режим отжима 0=а до момента остановки ост=n. Сплошной линией показана виброграмма колебательного процесса моечного узла стиральной машины (линия а-в-с-d-e-f-k-l-m-n), имеющей постоянную жесткость упругих элементов подвески су=const (такой колебательный процесс присущ большинству стиральных машин барабанного типа).
Рисунок 1 – График изменения амплитуды колебаний моечного узла
стиральной машины
Линией а-d-e-f-k-n показана виброграмма колебательного процесса моечного узла стиральной машины с регулируемой жесткостью упругих элементов подвески (два дискретных значения жесткости): с1, с2 =су < с1, с3 =с1 (такой колебательный процесс присущ стиральной машине, в которой реализуется предлагаемый способ преодоления резонанса).
Колебательный процесс прохождения через резонансы наблюдается на участках в-с-d и k-l-m сплошной линии виброграммы.
Для исключения участка в-с-d из колебательного процесса устанавливают в момент включения машины в режим отжима жесткость упругих элементов подвески с1> су, что соответствует собственной частоте 
системы массой М. При этом колебательный процесс будет определяться участком a-b-c-d-e пунктирной линии. При достижении уровня колебаний, соответствующего точке пересечения резонансных кривых b(d), жесткость упругих элементов подвески дискретно уменьшают от значения с1 до значения су=с2<с1, при этом собственная частота системы соответственно также снизится от значения 1 до значения 
. Таким образом, дальнейший колебательный процесс будет определяться участком d-e-f-k сплошной линии виброграммы.
При окончании отжима в момент, соответствующий точке f на виброграмме, начинается торможение барабана. При этом, для преодоления резонансного участка k-l-m, в точке пересечения резонансных кривых k(m) изменяют жесткость упругих элементов подвески от значения с2 до значения с3=с1> с2, что приводит к увеличению собственной частоты колебаний системы от 2 до 3. Следовательно, колебательный процесс при дальнейшем торможении барабана будет соответствовать участку m-n прерывистой линии виброграммы.
Таким образом, колебательный процесс моечного узла при отжиме осуществляется по линии а-d-e-f-k-n виброграммы, причем из колебательного процесса исключаются резонансы, отмеченные на виброграмме участками b-c-d, b-c-d, k-l-m и k-l-m.
Для исследования динамики стиральных машин, в том числе при дискретном изменении собственной частоты системы, должны быть учтены конструктивные особенности их колебательных систем, в первую очередь, состав основных инерционных частей, их связь, количество упругих и диссипативных элементов (устройств), их вид, пространственная ориентация и особенности расположения. Автором диссертации были проанализированы конструктивные особенности колебательных систем стиральных машин, что позволило выявить их общие, а также характерные особенности и на основании этого предложить четыре основные схемы колебательных систем машин.
Анализ общих конструктивных особенностей стиральных машин барабанного типа позволяет выделить следующие основные части:
- моечный узел (подвесная часть), в состав которого входят стиральный бак, барабан, вал которого вращается в жесткой подшипниковой опоре бака, электропривод, жестко закрепленный на баке;
- корпус машины, который играет роль каркаса и несущей конструкции объекта с установленными на нем системой управления, устройством подачи жидкости и другими функциональными частями;
- элементы упруго-диссипативной подвески (системы виброизоляции) моечного узла, расположенные между последним и корпусом машины.
С учетом этого, с целью математического описания колебаний стиральных машин были приняты следующие допущения:
- подвесная часть представляет собой твёрдое тело, связанное с корпусом машины посредством упругих элементов, параллельно которым действуют гасители колебаний – демпферы;
- корпус машины, выполненный в виде пространственной конструкции, представляет собой абсолютно жёсткую неподвижную систему (статор);
- внутреннее и внешнее трение отсутствуют.
Таким образом, колебательную систему стиральных машин барабанного типа представим в виде твердого упруго подвешенного тела с шестью степенями свободы (рис. 2).
Рисунок 2 — Колебательная система стиральных машин как твердого упруго подвешенного тела с шестью степенями свободы
Для определения положения подвесной части в пространстве введем неподвижную систему координатных осей O и систему подвижных осей O1XYZ. Последняя жестко связана с центром масс подвесной части, и ее оси являются главными центральными осями инерции. В начальный момент времени полюсы обеих систем совмещены. Ось X направлена по оси вращения барабана, а направления двух других осей Y и Z совпадают с направлениями главных центральных осей жесткости подвесной части.
Предполагаем также, что каждый демпфер и упругий элемент не воспринимают вращательных воздействий.
В качестве обобщенных координат примем линейные перемещения центра масс всей подвесной части q1=, q2=, q3= и три угла поворота тела относительно осей инерциальной (неподвижной) системы q4=, q5=, q6=.
Будем считать, что линейные и угловые перемещения подвесной части при колебаниях под действием динамических нагрузок достаточно малы. Тогда уравнение колебаний такой упруго-диссипативной системы с конечным числом степеней свободы можно записать в следующей форме:
, (1)
где q – вектор обобщенных координат, характеризующий перемещение подвесной части при колебаниях; 
и 
– векторы производных от q по времени; А – матрица инерционных коэффициентов (приведенных масс при линейной обобщенной координате или приведенных моментов инерции при угловой обобщенной координате); В – матрица коэффициентов диссипации (приведенных коэффициентов сопротивления); С – матрица упругих коэффициентов (приведенных коэффициентов жесткости); F(t) – вектор внешних возмущающих сил (обобщенная сила).
Для определения элементов матриц В и С были получены зависимости коэффициентов жесткости и диссипации для каждого вида колебательных систем с учетом выявленных конструктивных особенностей стиральных машин. При анализе колебаний подвесной части стиральных машин барабанного типа обычно движения вокруг и в направлении оси X не рассматриваются, как не имеющие больших значений из-за отсутствия значительных возмущающих сил в этом направлении. Тогда уравнение (1) сводится к системе, состоящей из четырех дифференциальных уравнений, решение которых приводит к алгебраическим уравнениям, отличающимися в зависимости от вида колебательной системы машин инерционными, упругими и диссипативными коэффициентами.
Так, для стиральных машин барабанного типа с упругими элементами и демпферами, расположенными в плоскости YO1Z, уравнения колебаний примут следующий вид:
где Mo масса незагруженной подвесной части; Iп.ч(Y,Z) моменты инерции незагруженной подвесной части относительно осей Y,Z; Iб(Y,Z) моменты инерции изделий относительно осей Y,Z; е эксцентриситет центра масс изделий mб; nпр количество упругих элементов (пружин) системы подвески c коэффициентом жесткости спр; nд количество демпферов системы подвески с коэффициентом диссипации bд; и углы наклона упругих элементов и демпферов к горизонтальной оси; lX смещение центра масс изделий по оси X.
При выводе уравнений, описывающих колебания стиральных машин с упругими элементами и демпферами сухого трения, расположенными в плоскостях, параллельных плоскости YO1Z, учтем пр и д координаты крепления упругих элементов (пружин) и демпферов по оси, а также действие упругих рессор демпферов вдоль оси, участвующих в формировании угловых колебаний подвесной части вокруг осей и. Тогда уравнения колебаний примут следующий вид:
Максимальные значения амплитуд резонансных колебаний при дискретном изменении собственной частоты колебательной системы стиральных машин будут наблюдаться в точках пересечения резонансных кривых (точки d и k соответственно при разгоне и торможении барабана согласно рис. 1), образованных при различных дискретных значениях собственной частоты системы (соответствующих дискретным значениям суммарной жесткости со=nпр.оснcпр.осн и со.д=nпр.оснcпр.осн+nпр.допcпр.доп, где nпр.осн, nпр.доп – количество основных и дополнительных упругих элементов, cпр.осн, cпр.доп – жесткость основных и дополнительных упругих элементов). С учетом того, что точки пересечения d и k одновременно принадлежат обеим резонансным кривым и, соответственно, определяются одинаковыми значениями амплитуд колебаний, выразим частоты вынужденных колебаний d и k, причем расчет будем вести для амплитудных значений виброперемещений. Введя коэффициент изменения линейной жесткости:
, (4)
получим следующие выражения для d и k при линейных колебаниях вдоль осей и :
. (5)
Соответственно, введя коэффициент изменения угловой жесткости:
, (6)
получим следующие выражения для d и k при угловых колебаниях и вокруг осей и :
. (7)
Заметим, что для дискретного изменения собственной частоты подвесной части необходимо соблюдение условия kи>1. При cпр.доп=0, т.е. в отсутствие дискретного изменения жесткости, kи=1 и d,k=. Также и при пр.доп=0 получим kи=1 и d,k=.
Таким образом, показано, что значения частот d и k не зависят от демпфирующих свойств системы и определяются только инерционными характеристиками подвесной части и жесткостью элементов системы подвески.
Используя уравнения колебаний, были определены значения их амплитуд при постоянной и переменной жесткости системы упругой и упруго-диссипативной подвески при kи=2. Диапазон значений жесткости упругих элементов подвески был выбран исходя из того, что в пределах практической целесообразности осуществления виброизоляции считается необходимым соблюдение соотношения между собственной частотой и частотой вынуждающей силы (для стиральных машин частоты вращения барабана) / 4. Показано, что для принятого таким образом диапазона парных жесткостей упругой подвески от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м при использовании дискретного изменения собственной частоты системы максимальные значения амплитуд резонансных колебаний составили 0,0099 м при разгоне и 0,0050 м при торможении, тогда как при постоянной жесткости подвески значения амплитуд растут неограниченно. Также установлено, что снижение амплитуд резонансных колебаний подвесной части упруго-диссипативной подвески составило при разгоне =0,0075-(0,0070…0,0061)=(0,0005…0,0014 м) или 6,7…18,7 %, при торможении =0,0036-(0,0035…0,0030)=(0,0001…0,0006 м) или 2,8…16,7 %.
В третьей главе разработаны средства, методы и получены результаты экспериментальных исследований.
Разработана и реализована конструкция стенда для проведения экспериментальных исследований динамики стиральных машин барабанного типа, в том числе в условиях дискретного изменения собственной частоты системы.
Конструкция стенда позволяет устанавливать дополнительные устройства, позволяющие изменять жесткость упругих элементов, диссипативные свойства демпферов и инерционные характеристики исследуемого объекта.
На рис. 3 показана схема управления упругими элементами системы подвески стенда.
Рисунок 3 – Схема управления упругими элементами системы подвески
Для определения виброперемещений подвесной части 1 стенда использовались датчики перемещения с аналоговым выходом типа ДПА-Ф60-40У-2110-Н (2 – 5). Сигнал от датчиков через управляющее устройство УУ, включающее внешний модуль АЦП/ЦАП и цифровой ввод/вывод на шину USB модели Е14-140, поступал на персональный компьютер ПК со стандартной конфигурацией и программным обеспечением для регистрации и записи амплитуд и частот колебаний.
Жесткость подвески дискретно изменялась при достижении частот вынужденных колебаний d и k, значения которых вводились в управляющее устройство УУ перед началом испытаний, путем включения или отключения дополнительных пружин 6, 7 параллельно основным пружинам 8, 9 подвески. Включение или отключение дополнительных пружин осуществлялось с помощью соленоидов 10 и 11 типа ATEX PV(EMS), сигнал на которые поступал от устройства управления УУ через исполнительное устройство ИУ.
Исследования проводились при постоянной и переменной жесткости системы упругой и упруго-диссипативной подвески в диапазоне парных жесткостей от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м при kи=2. При этом были получены значения амплитуд колебаний во всем диапазоне значений жесткости, а также значения частот d и d пересечения резонансных кривых. Так, при исследовании колебаний подвесной части с упруго-диссипативной подвеской при постоянных парных жесткостях 8500 и 17000 Н/м были получены резонансные кривые для каждой жесткости, представленные в виде графика на рис. 4. Наложение резонансных кривых позволило получить значение d=13,4 рад/с, определяющее момент дискретного изменения собственной частоты системы при разгоне.
Тогда, при исследовании колебаний подвесной части упруго-диссипативной подвески с переменной жесткостью ее дискретное изменение от 8500 до 17500 Н/м осуществлялось при достижении частоты вращения барабана d=13,4 рад/с. График полученных при этом резонансных кривых представлен на рис. 5. Использование дискретного изменения собственной частоты позволило снизить амплитуды колебаний при установленных условиях на 12,2 %.
Экспериментально установлено, что в принятом диапазоне жесткости подвески от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м при использовании дискретного изменения собственной частоты системы снижение амплитуд резонансных колебаний подвесной части упруго-диссипативной подвески составило при разгоне 6,2…19,3 %, при торможении 2,9…17,5 %.
Экспериментально подтверждено, что значения частот d и k не зависят от демпфирующих свойств системы и определяются только лишь инерционными характеристиками подвесной части и жесткостью элементов системы подвески.
Рисунок 4 – График амплитуд колебаний подвесной части
с постоянной жесткостью при различных значениях вынужденной частоты при разгоне стирального барабана системы с диссипацией
Рисунок 5 – График амплитуд колебаний подвесной части
упруго-диссипативной подвески с переменной жесткостью при различных
значениях вынужденной частоты при разгоне стирального барабана
Сопоставление результатов теоретических и экспериментальных исследований показало, что в установленном диапазоне изменяемых параметров их отклонение не превышает 8 %. Это позволяет сделать вывод об адекватности предложенной математической модели и обоснованности ее использования при дальнейшем математическом моделировании исследуемых колебательных процессов.
В четвертой главе диссертации представлены результаты теоретических исследований резонансных колебаний стиральных машин.
При этом был установлен характер и определены амплитуды резонансных колебаний подвесной части в зависимости от частоты вынужденных колебаний и при различных значениях жесткости дополнительных упругих элементов упругой подвески для следующих условий: суммарная жесткость основных пружин со=8500 Н/м; жесткость дополнительных пружин изменяется в пределах cпр.доп=500…5500 Н/м (суммарная жесткость дополнительных пружин сд=nпр.допcпр.доп=2(500…5500)=1000…11000 Н/м); суммарная жесткость подвески изменяется в пределах сд.о= со + сд =8500+(1000…11000)= =9500…19500 Н/м.
На рис. 6 приведен график зависимости максимальных значений амплитудных виброперемещений d подвесной части для точки d (см. рис. 1) (в момент изменения жесткости пружин подвески) при различных значениях суммарной жесткости сд.о упругих элементов упругой подвески и коэффициента изменения жесткости kи в период разгона стирального барабана.
Как видно из полученных данных, при увеличении суммарной жесткости сд.о от 9500 до 19500 Н/м упругих элементов упругой подвески и коэффициента изменения жесткости kи от 1,118 до 2,294 в период разгона барабана происходит снижение амплитуд колебаний подвесной части от d=0,0592 до d =0,0084 м, что составляет d =0,0508 м.
Наиболее значительное снижение амплитуд колебаний наблюдается в промежутке значений жесткости от сд.о=9500 до сд.о=11500 Н/м, что соответствует увеличению коэффициента изменения жесткости kи на 21,02 % от kи=1,118 до kи=1,353. При этом значения амплитуд изменяются от d=0,0592 до d=0,0219 м, что составляет d =0,0373 м (37,0 %). В свою очередь, при увеличении коэффициента изменения жесткости kи на 69,55 % от kи=1,353 до kи=2,294 (от сд.о=11500 до сд.о=19500 Н/м) значения амплитуд изменяются от d=0,0219 до d=0,0084 м, что составляет d=0,0135 м или 38,4 %.
При исследовании резонансных колебаний, протекающих в период торможения барабана, были получены аналогичные результаты. Так, при увеличении суммарной жесткости сд.о упругих элементов упругой подвески от 9500 Н/м до 19500 Н/м и коэффициента изменения жесткости kи от 1,118 до 2,294 происходит снижение амплитуд колебаний подвесной части от k=0,0300 до k=0,0043 м, что составляет k =0,0257 м.
При увеличении коэффициента изменения жесткости kи на 21,02 % от kи=1,118 до kи=1,353 (от сд.о=9500 до сд.о=11500 Н/м) значения амплитуд изменяются от k=0,0300 до k=0,0111 м, что составляет d=0,0189 м (37,0 %). В свою очередь, при увеличении коэффициента изменения жесткости kи на 69,55 % от kи=1,353 до kи=2,294 (от сд.о=11500 до сд.о=19500 Н/м) значения амплитуд изменяются от k =0,0111 до k =0,0043 м, что составляет k =0,0068 м или 38,2 %.
Рисунок 6 – График зависимости максимальных значений амплитудных
виброперемещений d подвесной части при различных значениях суммарной жесткости сд.о упругих элементов упругой подвески (коэффициента изменения жесткости kи) в период разгона
При исследовании колебаний упруго-диссипативной подвески в систему были введены два демпфера сухого трения с коэффициентом диссипации b=177,4 Н.с/м, расположенные в плоскости О (YO1Z) под углом =80° к горизонтальной оси. Принятые параметры диссипативных элементов находятся в диапазоне наиболее характерных их значений известных систем подвески моечных узлов стиральных машин.
На рис. 7 приведен график зависимости максимальных значений амплитудных виброперемещений d подвесной части для точки d (см. рис. 1) (в момент изменения жесткости пружин подвески) при различных значениях суммарной жесткости сд.о=9500…19500 Н/м упругих элементов упруго-диссипативной подвески и коэффициента изменения жесткости kи=1,118…2,294 в период разгона стирального барабана.
Рисунок 7 – График зависимости максимальных значений амплитудных
виброперемещений d подвесной части при различных значениях суммарной жесткости сд.о упругих элементов упруго-диссипативной подвески (коэффициента изменения жесткости kи) в период разгона
Отметим, что, как и в случае с упругой подвеской, при увеличении коэффициента изменения жесткости kи наблюдается снижение амплитуд колебаний системы, кроме области значений kи=1,118…1,353, где амплитуды колебаний остаются практически без изменений.
Вместе с тем, во всем диапазоне kи от 1,353 до 2,294 наблюдается заметное снижение амплитуд колебаний от d от 0,0074 до 0,0062 м, что составляет d=0,0012 м или 15,9 %.
При сравнении амплитуды резонансных колебаний подвесной части при разгоне барабана с постоянным значением жесткости упругих элементов упруго-диссипативной подвески со=8500 Н/м, которая составила =0,0075 м, с амплитудами колебаний с дискретным изменением жесткости упругих элементов подвески в диапазоне kи=1,353…2,294, которые составили =(0,0074…0,0062) м, получим, что снижение амплитуд колебаний достигает значений =0,0075-(0,0074…0,0062)=(0,0001…0,0013) м или (1,3…17,3) %.
При исследовании резонансных колебаний, протекающих в период тор-можения барабана, были получены аналогичные результаты. Снижение амплитуд колебаний в интервале kи=1,118…1,353 практически не наблюдается. Вместе с тем, при изменении kи в области более высоких значений (от 1,353 до 2,294) снижение составило k=0,0005 м или 16,2 %.
При сравнении амплитуды резонансных колебаний подвесной части при торможении барабана c постоянной жесткостью упругих элементов упруго-диссипативной подвески со=8500 Н/м, которая составила =0,0036 м, с амплитудами колебаний с дискретным изменением жесткости упругих элементов подвески в диапазоне kи=1,353…2,294, которые составили =(0,0036…0,0031) м, получим, что снижение амплитуд колебаний достигает значений =0,0036-(0,0036…0,0031)=0,0005 м или 13,8 %.
Таким образом, использование дискретного изменения собственной частоты (жесткости) системы с упругой подвеской позволяет в отличие от систем с постоянной жесткостью, для которых теоретически амплитуды резонансных колебаний увеличиваются неограниченно, а практически достигали значений d=0,03 м и выше, позволяет ограничить амплитуды резонансных колебаний значениями до d=0,0084 м при разгоне и до k=0,0043 м при торможении в диапазоне значений жесткости сд.о=9500…19500 Н/м и коэффициента изменения жесткости kи=1,118…2,294. Причем, в области изменения жесткости сд.о=9500…11500 Н/м и kи=1,118…1,353 снижение амплитуд колебаний происходит наиболее существенно, что важно при практическом использовании полученных результатов в стиральных машинах, так как при этом, за счет невысоких значений kи, динамические нагрузки, передаваемые на корпус машины, будут незначительными.
Кроме этого, полученные в диссертационном исследовании результаты показали, что для системы с упруго-диссипативной подвеской наиболее значительное снижение амплитуд резонансных колебаний происходит при изменении kи в диапазоне от 1,353 до 2,294, что может быть рекомендовано при конструировании или модернизации стиральных машин с демпферами с целью снижения вибрационных нагрузок при резонансных колебаниях.
Таким образом, исследования, а также производственные испытания показали, что использование предлагаемого способа позволяет снизить амплитуды резонансных колебаний стиральных машин с упругой и упруго-диссипативной подвеской моечного узла. Полученные в работе рекомендации могут быть использованы при выборе рациональных конструктивных параметров системы виброизоляции стиральных машин с режимным управлением собственной частотой системы.
ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ
1) Проведенный анализ современных методов и средств виброзащиты бытовых и коммунальных стиральных машин барабанного типа с упругой и упруго-диссипативной подвеской моечного узла показал, что одним из эффективных и перспективных способов снижения резонансных колебаний является режимное управление собственной частотой колебательной системы путем изменения жесткости подвески.
2) На основании анализа конструктивных особенностей колебательных систем стиральные машины барабанного типа сгруппированы по конструктивным признакам системы виброизоляции (системы подвески моечного узла). Определены коэффициенты жесткости и коэффициенты диссипации элементов (устройств) системы подвески машин для каждой группы колебательных систем.
3) Разработан способ снижения уровня резонансных колебаний стиральных машин барабанного типа путем дискретного изменения собственной частоты системы в период разгона и торможения барабана при центробежном отжиме текстильных изделий (патент РФ № 2367735). Показано, что для эффективной реализации данного способа изменение собственной частоты системы должно происходить при частоте вынужденных колебаний, соответствующей точке пересечения резонансных кривых колебательных процессов системы с различной собственной частотой.
4) Получены выражения для определения частот вынужденных колебаний d и k, определяющих момент дискретного изменения собственной частоты колебательной системы при разгоне и торможении. При этом установлено, что значения данных частот не зависят от демпфирующих свойств системы и определяются лишь инерционными характеристиками подвесной части и жесткостью элементов системы подвески. Показано, что для соотношений между дискретными значениями жесткости (коэффициента изменения жесткости kи) от 1,118 до 2,294 (при условии постоянной жесткости основных упругих элементов, равной 4250 Н/м) значения данных частот изменяются в пределах от 11,33 до 14,14 рад/с при разгоне барабана, и от 11,94 до 14,90 рад/с при торможении. Вместе с тем, при kи=2 и диапазоне жесткостей упругих элементов от 3250 до 5250 Н/м значения частот находятся в пределах d=11,80…15,0 рад/с и k=12,43…15,80 рад/с.
5) Показано, что при kи=2, в результате использования дискретного изменения собственной частоты системы упругой подвески с упругими элементами с парной жесткостью от 6500 (13000) до 10500 (21000) Н/м, максимальные значения амплитуд резонансных колебаний составили 0,0099 м при разгоне и 0,0050 м при торможении, тогда как при постоянной жесткости подвески значения амплитуд достигали значений 0,03 м и выше. Также установлено, что снижение амплитуд резонансных колебаний подвесной части системы с диссипацией в диапазоне значений упругих элементов от 6500 до 10500 Н/м при kи=2 составило при разгоне =0,0005…0,0014 м или 6,7…18,7 %, при торможении =0,0001…0,0006 м или 2,8…16,7 %.
6) При увеличении коэффициента изменения жесткости в диапазоне kи=1,118…2,294 наблюдается снижение амплитуд колебаний подвесной части упругой подвески от 0,0592 до 0,0084 м при разгоне и от 0,0300 до 0,0043 м при торможении, причем наибольшее снижение происходит в диапазоне kи=1,118…1,353 и составляет 37 %.
Для системы с диссипацией во всем диапазоне kи от 1,353 до 2,294 наблюдается существенное снижение амплитуд колебаний от d от 0,0074 до 0,0062 м при разгоне, что составляет d=0,0012 м или 15,9 %. При торможении снижение составило k=0,0005 м или 16,2 %. Причем, полученные значения амплитуд колебаний на 1,3…17,3 % ниже амплитуд колебаний системы с постоянной жесткостью, равной 8500 Н/м, при разгоне, и на 13,8 % при торможении.
7) Разработаны рекомендации по выбору рациональных конструктивных параметров системы виброизоляции стиральных машин, обеспечивающих снижение амплитуд резонансных колебаний в условиях дискретного изменения собственной частоты колебательной системы.
Основные результаты диссертации изложены в следующих работах
Статьи в ведущих рецензируемых научных журналах
- Алехин, С.Н. Исследование резонансных колебаний подвесной части стиральных машин барабанного типа / С.Н. Алехин, Д.П. Махов // Технология машиностроения : обз. анал., науч.-техн. и произв. жур. – М. : Технология машиностроения, 2009. – № 8. – с. 28–31.
- Махов, Д.П. Вынужденные колебания стиральных машин барабанного типа вдоль вертикальной оси без учета диссипативных сил / Д.П. Махов, С.Н. Алехин, А.А. Федяев // Известия высших учебных заведений. Технические науки : сб. науч. тр. / под ред. А.В. Павленко ; «Изв. вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки». – Новочеркасск, 2008. – № 1. – С. 69–71.
Патент и свидетельство на изобретения
- Патент 2367735 Российская Федерация, МПК D06 37/20. Способ преодоления резонанса в стиральной машине барабанного типа / Алехин С.Н., Махов Д.П., Алехин А.С.; заявитель и патентообладатель ГОУ ВПО «Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса». – № 200812445/12 ; заявл. 22.05.2008 ; опубл. 20.09.2009, Бюл. № 26. – 7 с. : ил.
- Свидетельство на полезную модель 78219 Российская Федерация, МПК D06 37/22. Стиральная машина / Алехин С.Н., Махов Д.П., Сурмилов Б.И.; заявитель и патентообладатель ГОУ ВПО «Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса». – № 2007112723/22 ; заявл. 05.04.2007 ; опубл. 20.11.2008, Бюл. № 32. – 3 с. : ил.
Публикации в журналах, сборниках трудов, материалах конференций
- Алехин, С.Н. К вопросу исследования переходных процессов центробежного отжима белья в стиральных машинах барабанного типа / С.Н. Алехин, Д.П. Махов, А.А. Федяев // ВIСНИК Схiдноукраїнського нацiонального унiверситету iменi Володимира Даля : межвуз. сб. науч. жур. / редкол. : О.Л. Голубенко [и др.] ; МО и НУ «СУНУ им. Владимира Даля». – Луганск : Изд-во СУНУ им. Владимира Даля, 2007. – № 1(107). – С. 13–16.
- Алехин, С.Н. Актуальность и проблемы исследования динамики стиральных машин барабанного типа в переходные периоды процесса центробежного отжима белья / С.Н. Алехин, Д.П. Махов, // Бытовая техника, технология и технологическое оборудование предприятий сервиса и машиностроения : юбилейный меж. сб. науч. тр. / под ред. А.В. Кожемяченко; ГОУ ВПО «Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса». Шахты : Изд-во ЮРГУЭС, 2007. – С. 12–13.
- Махов, Д.П. Способ преодоления резонанса в стиральной машине барабанного типа / Д.П. Махов, С.Н. Алехин, А.С. Алехин // Современные проблемы машиностроения, информационных технологий и радиоэлектроники: межвуз. сб. науч. тр. / редкол. : С.А. Кузнецов [и др.] ; ГОУ ВПО «Южно-Российский государственный университет экономики и сервиса». Шахты : Изд-во ЮРГУЭС, 2008. С. 31–34.
- Махов, Д.П. Теоретические исследования резонансных колебаний стиральных машин с упругой подвеской без диссипации в условиях дискретного изменения собственной частоты системы при разгоне барабана в режиме центробежного отжима / Д.П. Махов, С.Н. Алехин // Человек и общество : на рубеже тысячелетий : междунар. сб. науч. тр. / под ред. О.И. Кирикова ; Воронеж : Изд-во Воронежского ГПУ, 2009. – Вып. XLIII. – С. 315–328.
- Алехин, С.Н. Резонансные колебания стиральных машин в период разгона барабана при дискретном изменении собственной частоты колебательной системы с диссипацией / С.Н. Алехин, Д.П. Махов, А.С. Алехин // Сборник материалов 5-й междунар. науч.-практ. конф. «Новейшие научные достижения» Технологии, ООД «Бял ГРАД- БГ», - София, Республика Болгария : Бял ГРАД- БГ, 2009. – Том 24. Технологии. – С. 19–28.
Личный вклад диссертанта в работах, опубликованных в соавторстве:
[1,8,9] – подготовлен материал и написано 80 % работы;.[2-4] – предложена идея работы и написано 60 % работы; [5-7] – проведены расчеты, проанализированы исходные данные и результаты расчетов и написано 70 % работы.
