RU2695899C1 - Method for adjusting vibration amplitude distributions of a vibration table working body and device for its implementation - Google Patents

Method for adjusting vibration amplitude distributions of a vibration table working body and device for its implementation Download PDF

Info

Publication number
RU2695899C1
RU2695899C1 RU2018128270A RU2018128270A RU2695899C1 RU 2695899 C1 RU2695899 C1 RU 2695899C1 RU 2018128270 A RU2018128270 A RU 2018128270A RU 2018128270 A RU2018128270 A RU 2018128270A RU 2695899 C1 RU2695899 C1 RU 2695899C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
working body
vibration
mass
self
working
Prior art date
Application number
RU2018128270A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Сергей Викторович Елисеев
Роман Сергеевич Большаков
Андрей Владимирович Елисеев
Куанг Чык Выонг
Андрей Владимирович Николаев
Артем Сергеевич Миронов
Original Assignee
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВО ИрГУПС)
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВО ИрГУПС) filed Critical Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВО ИрГУПС)
Priority to RU2018128270A priority Critical patent/RU2695899C1/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2695899C1 publication Critical patent/RU2695899C1/en

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/02—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems
    • F16F15/04—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using elastic means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F7/00—Vibration-dampers; Shock-absorbers
    • F16F7/08—Vibration-dampers; Shock-absorbers with friction surfaces rectilinearly movable along each other

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Acoustics & Sound (AREA)
  • Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
  • Vibration Prevention Devices (AREA)

Abstract

FIELD: machine building.
SUBSTANCE: group of inventions relates to the field of machine building. Working element is subjected to flat movement with two degrees of freedom. Support for elastic elements is made in the form of two linear springs. Two in-phase inertia exciters are used. Vertical movement parameters of the working member are controlled. Two structural and technical connections in the form of helical non-self-braking mechanisms with reduced weights are additionally introduced into an elastic-mass system of a vibration test bench. Effects of variation of mass inertial properties of a vibration table are created and affect common properties of the system for forming a ratio of coordinates in end points of the working element equal to one. Device for adjustment of dynamic condition of the working body of the vibration table includes support units. Helical non-self-braking mechanism is made with fixation of the lead screw on the working element and the possibility of changing the reduced mass of the system as a whole. Braking clamp creates moment on nut-flywheel by signal from control system.
EFFECT: enabling adjustment of amplitude distribution by controlling parameters of motion conversion devices.
2 cl, 5 dwg

Description

Изобретение относится к области вибрационной техники и может быть использовано для контроля динамического состояния вибрационных технологических машин.The invention relates to the field of vibration technology and can be used to control the dynamic state of vibration technological machines.

Вибрационные технологические процессы в последние годы получили достаточно широкое распространение во многих отраслях производства: горнодобывающей промышленности, строительной индустрии, обработке различных материалов с целью модификации свойств их поверхностей, вибрационном упрочнении и др. В настоящее время широкое применение находят вибрационные стенды различного назначения, колебательные движения рабочих органов которых обеспечиваются работой пневматических, гидравлических и электромеханических устройств. Вопросы проектирования и разработки технологических вибрационных машин посвящены работы отечественных специалистов [1-5].Vibration technological processes in recent years have become quite widespread in many industries: mining, construction industry, processing various materials to modify the properties of their surfaces, vibration hardening, etc. Vibration stands for various purposes, vibrational movements of workers are widely used. organs of which are provided with pneumatic, hydraulic and electromechanical devices. The design and development issues of technological vibratory machines are devoted to the work of domestic specialists [1-5].

Вместе с тем, существует и ряд проблем, возникающих при обеспечении стабильности параметров вибрационных динамических процессов, особенно в тех ситуациях, когда для обеспечения соответствующего качества технологических процессов возникает необходимость поддержания стабильности структуры вибрационных полей рабочих органов вибрационных машин.At the same time, there are a number of problems that arise when ensuring the stability of the parameters of vibrational dynamic processes, especially in those situations when, in order to ensure the appropriate quality of technological processes, it becomes necessary to maintain the stability of the structure of the vibration fields of the working bodies of vibration machines.

Теоретические аспекты проблем формирования и управления динамическим состоянием рабочих органов вибростендов обычно рассматриваются с использованием расчетных схем в виде механических колебательных систем с числом степеней свободы от 1 до 6, хотя наиболее распространены технологические машины, имеющие не более трех степеней свободы. Если в вибростендах реализуются колебательные процессы с двумя степенями свободы, то обеспечение стабильности параметров вибрационного поля требует специальных средств, что обеспечивается дополнительными устройствами и соответствующими системами автоматического контроля и управления динамическими состояниями.Theoretical aspects of the problems of the formation and control of the dynamic state of the working bodies of vibration stands are usually considered using design schemes in the form of mechanical oscillatory systems with the number of degrees of freedom from 1 to 6, although technological machines with no more than three degrees of freedom are most common. If oscillation processes with two degrees of freedom are realized in vibration stands, then ensuring the stability of the parameters of the vibration field requires special means, which is ensured by additional devices and corresponding systems of automatic control and management of dynamic states.

Важным обстоятельством в таких условиях является выбор способов и средств влияния на распределение амплитуд колебаний отдельных точек рабочего органа вибростенда, особенно в таких случаях, когда рабочий орган представляет собой твердое тело, совершающее плоское движение.An important circumstance in such conditions is the choice of methods and means of influencing the distribution of the amplitudes of oscillations of individual points of the working body of the vibrating stand, especially in cases where the working body is a solid body that performs plane motion.

В процессе патентного поиска выявлен ряд изобретений-аналогов.In the process of patent search, a number of inventions-analogues were revealed.

Известен подход [Антипов В.И., Антипова Р.И., Кошелев А.В., Денцов Н.Н. «Вибрационная транспортирующая машина», патент №2532325 С2, МПК В06В 1/00, приоритет 27.10.2014], согласно которому заявленная вибрационная транспортирующая машина включает рабочий орган, соединенный упругой связью с реактивной частью, несущей средство для сообщения резонансных однонаправленных колебаний, и амортизаторы малой жесткости, причем средство для сообщения резонансных однонаправленных колебаний выполнено в виде смонтированных на реактивной части машины, по меньшей мере, пары одинаковых параметрических вибровозбудителей, установленных с возможностью вращения роторов инерционных элементов в противоположных направлениях в вертикальных плоскостях и приводимых во вращение от независимых электродвигателей, а резонансная частота средства для сообщения резонансных однонаправленных колебаний определяется из соотношенийThe known approach [Antipov V.I., Antipova R.I., Koshelev A.V., Dentsov N.N. Иб Vibration transporting machine, С С2, IPC В06В 1/00, priority 10.27.2014], according to which the claimed vibration transporting machine includes an operating element connected by an elastic connection with a reactive part, carrying means for communicating resonant unidirectional vibrations, and shock absorbers low rigidity, and the means for communicating resonant unidirectional vibrations is made in the form mounted on the reactive part of the machine, at least a pair of identical parametric vibration exciters installed with the possibility of rotation of the rotors of inertial elements in opposite directions in vertical planes and driven into rotation by independent electric motors, and the resonant frequency of the means for communicating resonant unidirectional oscillations is determined from the relations

ω=λ1+λ2, λ1=ν⋅ω, 0<ν<1,ω = λ 1 + λ 2 , λ 1 = ν⋅ω, 0 <ν <1,

где ω - усредненное значение парциальных угловых скоростей роторов, λ1 - эффективная собственная частота качающихся маятников роторов инерционных элементов,

Figure 00000001
- парциальная собственная частота рабочего органа, соответствующая противофазной форме однонаправленных свободных колебаний, Мпр=М1М2/(М1+М2) - приведенная масса, С - жесткость упругой связи, M1 - масса рабочего органа, M2 - общая масса реактивной части машины.where ω is the average value of the partial angular velocities of the rotors, λ 1 is the effective natural frequency of the oscillating pendulums of the rotors of the inertial elements,
Figure 00000001
- partial natural frequency of the working body, corresponding to the antiphase form of unidirectional free vibrations, M pr = M 1 M 2 / (M 1 + M 2 ) - reduced mass, C - stiffness of the elastic bond, M 1 - mass of the working body, M 2 - total mass of the reactive part of the machine.

Недостатком данного изобретения является отсутствие в конструкции устройства для регулирования приведенной жесткости системы.The disadvantage of this invention is the absence in the design of a device for regulating the reduced stiffness of the system.

Интерес представляет предложение, приведенное в патенте на изобретение [Пановко Г.Я., Шохин А.Е., Бармина О.В., Еремейкин С.А., Горбунов А.А. «Устройство для автоматической настройки и поддержания резонансных режимов колебаний вибрационной машины с приводом от асинхронного двигателя», патент №2589639 С1, МПК В06В 1/14, приоритет 10.07.2016] и представляющее собой устройство для автоматической настройки и поддержания резонансных режимов колебаний вибрационной машины с приводом от асинхронного двигателя содержит блок управления, частотный преобразователь электроэнергии, два датчика положения дебаланса, датчик колебаний, установленный на рабочем органе вибромашины. Согласно изобретению, датчики положения дебаланса выполнены в виде двух оптопар, установленных на корпусе электродвигателя в точках, расположенных симметрично относительно оси вращения дебаланса на горизонтальной линии, проходящей через эту ось, а дебаланс выполнен с отверстием, центр которого расположен на линии, соединяющей центр вращения и центр масс дебаланса в точке, соответствующей оси чувствительности оптопар, причем датчик колебаний и датчики положения дебаланса соединены с входами блока управления, выход которого соединен с управляющим входом частотного преобразователя, силовой вход которого соединен с внешним источником электропитания, а выход частотного преобразователя соединен с асинхронным двигателем. Технический результат направлен на автоматическую настройку и поддержание резонансных колебаний рабочего органа вибрационной машины, возбуждаемых дебалансным инерционным вибровозбудителем с приводом от асинхронного электродвигателя, при изменении параметров механической системы вибромашины за счет управления частотой питающего напряжения.Of interest is the proposal contained in the patent for the invention [Panovko G.Ya., Shokhin A.E., Barmina O.V., Eremeykin S.A., Gorbunov A.A. “A device for automatic tuning and maintaining the resonant modes of vibration of a vibrating machine with a drive from an induction motor”, patent No. 2589639 C1, IPC B06B 1/14, priority 10.07.2016] and representing a device for automatically setting and maintaining the resonant modes of vibration of a vibrating machine with driven by an induction motor contains a control unit, a frequency converter of electric power, two unbalance position sensors, an oscillation sensor mounted on the working body of the vibrator. According to the invention, the unbalance position sensors are made in the form of two optocouplers installed on the motor housing at points located symmetrically with respect to the unbalance axis of rotation on a horizontal line passing through this axis, and the unbalance is made with a hole whose center is located on the line connecting the center of rotation and the center of mass of the unbalance at a point corresponding to the sensitivity axis of the optocouplers, the oscillation sensor and the sensors of the unbalance position being connected to the inputs of the control unit, the output of which is connected to the control input of the frequency converter, the power input of which is connected to an external power source, and the output of the frequency converter is connected to an asynchronous motor. The technical result is aimed at automatically tuning and maintaining resonant vibrations of the working body of a vibrating machine, excited by an unbalanced inertial vibration exciter driven by an asynchronous electric motor, when changing the parameters of the mechanical system of the vibratory machine by controlling the frequency of the supply voltage.

К недостатками данного изобретения можно отнести отсутствие возможности регулирования приведенной жесткости системы и невнимание к вращательной степени свободы рабочего органа вибрационной машины.The disadvantages of this invention include the lack of the ability to control the reduced rigidity of the system and inattention to the rotational degree of freedom of the working body of the vibrating machine.

Определенные возможности предлагаются и раскрыты в изобретении [Марченко А.Ю., Серга Г.В., Серга М.Г. «Вибрационная установка для обезвоживания сыпучих материалов», патент №2580128 С1, МПК B01D 35/20, B01D 33/54, B01D 33/27, приоритет 10.04.2016], представляющем собой вибрационную установку для обезвоживания сыпучих материалов содержит фильтр, загрузочное приспособление и разгрузочные приспособления для отвода фильтрата и сгущенной фракции. Фильтр упруго установлен на основании с вибратором, смонтированным горизонтально внутри основания, и изготовлен в виде квадрата, выполненного пустотелым с криволинейной винтовой перфорированной поверхностью по внутреннему периметру с карманами криволинейной формы. При этом фильтр смонтирован из жестко соединенных поочередно друг с другом четырех пустотелых перфорированных секций, выполненных в виде пустотелого кругового перфорированного сектора с четырьмя пустотелыми прямолинейными перфорированными секциями. Четыре перфорированные секции, выполненные в виде пустотелого кругового перфорированного сектора с криволинейной многозаходной винтовой перфорированной поверхностью, снабженной винтовыми канавками внутри кругового перфорированного сектора под углом к его оси в виде карманов криволинейной формы с центрами кривизны, расположенными внутри поперечного сечения кругового перфорированного сектора, смонтированы из перфорированных подсекций, каждая из которых изготовлена из перфорированной полосы, свернутой в кольцо с образованием разных по размерам четырехугольников с двумя параллельными сторонами, расположенными параллельно друг другу. При этом перфорированные подсекции соединены друг с другом свободными сторонами упомянутых четырехугольников в виде пустотелого кругового перфорированного сектора с образованием по внутренней перфорированной поверхности направленных в одну сторону под углом к продольной оси кругового перфорированного сектора криволинейных винтовых перфорированных поверхностей в виде карманов криволинейной формы по внутренней перфорированной поверхности. При этом расстояние между линиями сгиба равно сумме длин периметров геометрических фигур карманов внутренней и перфорированных поверхностей, а четыре пустотелые прямолинейные перфорированные секции по периметру изготовлены из одной и более перфорированных полос, согнутых криволинейно по размещенным под углом к их продольным кромкам линиям сгиба с образованием по внутренней перфорированной поверхности направленных в одну сторону под углом винтовых перфорированных поверхностей в виде карманов внутренней перфорированной поверхности криволинейной формы. Разгрузочное приспособление выполнено в виде кольцевой юбки с разгрузочным отверстием для отвода фильтрата, прикрепленного к основанию под углом β к горизонту. Техническим результатом является расширение технологических возможностей вибрационной установки, увеличение производительности установки, а также увеличение пути движения сыпучих материалов в фильтре.Certain features are offered and disclosed in the invention [Marchenko A.Yu., Serga GV, Serga MG Патент C1, IPC B01D 35/20, B01D 33/54, B01D 33/27, priority 04/10/2016], which is a vibration installation for dehydration of bulk materials, contains a filter, a loading device and discharge devices for draining the filtrate and condensed fraction. The filter is elastically mounted on the base with a vibrator mounted horizontally inside the base and made in the form of a square made hollow with a curved screw perforated surface along the inner perimeter with pockets of a curved shape. At the same time, the filter is mounted from four hollow perforated sections rigidly alternately connected to each other, made in the form of a hollow circular perforated sector with four hollow rectilinear perforated sections. Four perforated sections made in the form of a hollow circular perforated sector with a curved multi-start screw perforated surface provided with helical grooves inside the circular perforated sector at an angle to its axis in the form of curved pockets with centers of curvature located inside the cross section of the circular perforated sector mounted from the perforated subsections, each of which is made of a perforated strip, rolled into a ring with the formation of different x size quadrilateral with two parallel sides positioned parallel to each other. In this case, the perforated subsections are connected to each other by the free sides of the mentioned quadrangles in the form of a hollow circular perforated sector with the formation along the perforated surface directed to one side at an angle to the longitudinal axis of the circular perforated sector of curved helical perforated surfaces in the form of pockets of a curvilinear shape on the inner perforated surface. The distance between the bend lines is equal to the sum of the lengths of the perimeters of the geometric figures of the pockets of the inner and perforated surfaces, and the four hollow rectilinear perforated sections along the perimeter are made of one or more perforated strips, bent curvilinearly along the bend lines placed at an angle to their longitudinal edges to form along the inner perforated surface directed to one side at an angle of screw perforated surfaces in the form of pockets of an internal perforated surface and curved shape. The unloading device is made in the form of an annular skirt with a unloading hole for draining the filtrate attached to the base at an angle β to the horizontal. The technical result is the expansion of the technological capabilities of the vibrating installation, increasing the productivity of the installation, as well as increasing the path of movement of bulk materials in the filter.

Основным недостатком является отсутствие регулирования динамического состояния вибрационной установки.The main disadvantage is the lack of regulation of the dynamic state of the vibrating installation.

Интересной является техническая идея управления динамическим состоянием вибростенда в соответствии с патентом на изобретение, принимаемого за прототип [Елисеев С.В., Елисеев А.В., Каимов Е.В., Большаков Р.С., Филатов Е.В., Миронов А.С., Выонг К.Ч. «Способ управления формированием режимов динамического гашения колебаний и устройство для его реализации», патент №2654276 С1, МПК F16F 15/04, F16F 7/08, приоритет 17.05.2018], согласно которой создается цепная схема соединения элементов при кинематическом возмущении со стороны общей вибрирующей опорной поверхности и вводится во все каскады исходной системы устройства для преобразования движения, представляющие собой несамотормозящиеся винтовые механизмы. Используются настроечные механизмы из фрикционных колодок, прижимаемых к боковым поверхностям гаек-маховиков посредством сервоприводов. Управляют и обеспечивают соблюдение связности между значениями приведенных масс, опирающихся на вибрирующую поверхность, по сигналу со стороны системы управления. Устройство содержит взаимодействующие между собой устройства для преобразования движения. Созданные на гайках-маховиках управляемые силы сопротивления трансформируются в устройства для преобразования движения в соответствующие изменения приведенных масс. Достигается упрощение механизма регулирования динамического состояния виброзащитной системы, гашение колебаний одновременно по двум координатам движения объекта защитыThe technical idea of controlling the dynamic state of the vibration bench in accordance with the patent for the invention adopted as a prototype [Eliseev SV, Eliseev AV, Kaimov EV, Bolshakov RS, Filatov EV, Mironov is interesting A.S., Vyong K.Ch. “A method for controlling the formation of dynamic vibration damping modes and a device for its implementation”, Patent No. 2654276 C1, IPC F16F 15/04, F16F 7/08, priority 05/17/2018], according to which a chain diagram of connecting elements with a kinematic disturbance from the side of a common vibrating support surface and is introduced into all cascades of the original system of the device for converting movement, which are non-self-locking screw mechanisms. The tuning mechanisms are used from friction pads pressed against the side surfaces of the flywheel nuts by means of servos. They control and ensure compliance with the coherence between the values of the reduced masses based on the vibrating surface, upon a signal from the control system. The device contains interacting devices for converting motion. The controlled resistance forces created on the flywheel nuts are transformed into devices for converting movement into corresponding changes in the reduced masses. A simplification of the mechanism for controlling the dynamic state of the vibration protection system, damping of vibrations simultaneously along two coordinates of the movement of the object of protection

Изобретение имеет ряд недостатков, к которым можно отнести отсутствие управления одним из упругих каскадов и отсутствие учета вращения твердого тела.The invention has several disadvantages, which include the lack of control of one of the elastic cascades and the lack of accounting for the rotation of a rigid body.

Задачей изобретения является настройка распределения амплитуд колебаний рабочего органа вибростенда за счет контроля параметров устройств для преобразования движения.The objective of the invention is to configure the distribution of the amplitudes of the oscillations of the working body of the vibrating stand by controlling the parameters of the devices for converting movement.

Способ настройки динамического состояния рабочего органа вибростенда, заключающийся в том, что включает совершение рабочим органом плоского движения с двумя степенями свободы, опору на упругие элементы в виде двух линейных пружин, и возбуждение двумя синфазными инерционными возбудителями, контроль параметров вертикального движения рабочего органа, отличающейся тем, что в упруго-массовую систему вибростенда дополнительно вводят две конструктивно-технических связи в виде винтовых несамотормозящихся механизмов с приведенными массами, тем самым создают эффекты изменения массоинерционных свойств вибростенда и влияют на общие свойства системы для формирования отношения координат в конечных точках рабочего органа равным постоянной величине и, в частности, единице.The way to adjust the dynamic state of the working body of the vibrating stand, which consists in the fact that the working body makes a plane motion with two degrees of freedom, support on the elastic elements in the form of two linear springs, and excitation by two in-phase inertial pathogens, control of the parameters of the vertical movement of the working body, characterized in that two structural and technical connections are additionally introduced into the elastic-mass system of the vibration stand in the form of screw non-self-braking mechanisms with reduced masses , thereby creating effects of changes in the mass-inertia properties of the vibrostand and affect the general properties of the system for forming the ratio of coordinates at the end points of the working body equal to a constant value and, in particular, to unity.

Устройство настройки динамического состояния рабочего органа вибростенда, состоящее из опорных блоков, каждый из которых включает в себя параллельно работающие пружину и винтовой несамотормозящийся механизм, создающие эффекты изменения массо-инерционных свойств системы, отличающееся тем, что применяется винтовой несамотормозящийся механизм с закреплением ходового винта на рабочем органе и возможностями изменения приведенной массы системы в целом, что проявляется в формировании определенных форм движения рабочего органа вибростенда при изменении тормозного момента на гайке-маховике, создаваемом тормозной колодкой по сигналу от системы управления.The device for adjusting the dynamic state of the working body of the vibrating stand, consisting of support blocks, each of which includes a parallel working spring and a non-self-locking screw mechanism, which create effects of changes in the mass-inertial properties of the system, characterized in that a non-self-locking screw mechanism is used with the screw mounted on the working organ and the possibilities of changing the reduced mass of the system as a whole, which is manifested in the formation of certain forms of movement of the working body yes when changing the braking torque on the flywheel nut created by the brake shoe by a signal from the control system.

Сущность предлагаемого способа поясняется чертежами.The essence of the proposed method is illustrated by drawings.

Принципиальная схема вибростенда и его основного узла представлены соответственно на фиг. 1, а и б. Предлагаемое изобретение основано на новом способе формирования структуры вибрационного поля рабочего органа вибростенда. Рабочий орган представляет собой твердое тело, протяженность которого определяется длинами плеч

Figure 00000002
и
Figure 00000003
относительно центра масс (точка О) от точек приложения усилий со стороны упругих элементов 2 и 8, имеющих соответствующие жесткости k1 и k2.Schematic diagram of the vibrating stand and its main node are presented respectively in FIG. 1, a and b. The present invention is based on a new method of forming the structure of the vibration field of the working body of the vibrating stand. The working body is a solid body, the length of which is determined by the lengths of the shoulders
Figure 00000002
and
Figure 00000003
relative to the center of mass (point O) from the points of application of force from the side of the elastic elements 2 and 8 having the corresponding stiffness k 1 and k 2 .

Твердое тело (рабочий орган 4 массой М и моментом инерции J), опирается не только на упругие элементы 2 и 8, но и на устройства для преобразования движения 1 и 9, которые связаны с рабочим органом 4 и опорной поверхностью. На принципиальной схеме (фиг. 1, а) показано, что упругие элементы 1 и 2, а также 8 и 9 соединены параллельно. Устройства для преобразования движения 1 и 9 обладают приведенными массами L1 и L2, которые формируются при взаимодействиях элементов упруго-инерционной системы вибростенда.A solid body (working body 4 with mass M and moment of inertia J) relies not only on elastic elements 2 and 8, but also on devices for converting movement 1 and 9, which are connected with working body 4 and the supporting surface. The schematic diagram (Fig. 1, a ) shows that the elastic elements 1 and 2, as well as 8 and 9 are connected in parallel. Devices for converting motion 1 and 9 have reduced masses L 1 and L 2 , which are formed during the interactions of the elements of the elastic-inertial system of the vibrostand.

Система управления и контроля динамического состояния вибростенда имеет блок питания, обработки информации и реализации корректировки вибрационного поля. Такой блок обозначен как позиция 13 и имеет коммуникационные связи 12 с датчиками параметров вибраций рабочего органа 4, характеризующееся амплитудами колебаний по координатам у1 и у2 концов рабочего органа. Коммуникации 14 связывают блок 13 с исполнительными элементами устройств для преобразования движения 1, 9. В процессе колебательных движений, которые создаются вибрационными инерционными возбудителями Q1 и Q2 (фиг. 1, а), приложенными в т. А и т. В.The control and monitoring system for the dynamic state of the vibration bench has a power supply, information processing and implementation of the adjustment of the vibration field. Such a unit is designated as position 13 and has communication links 12 with the vibration parameter sensors of the working body 4, characterized by oscillation amplitudes along the coordinates at 1 and 2 ends of the working body. Communications 14 connect the block 13 with the actuating elements of the devices for converting the movement 1, 9. In the process of vibrational movements that are created by vibrational inertial pathogens Q 1 and Q 2 (Fig. 1, a ), applied in t. A and t. B.

На фиг. 1, б показана общая схема устройства для преобразования движения (вид по стрелке А). Устройство представляет собой винтовой несамотормозящийся механизм, состоящий из гайки-маховика 15 и ходового винта 16.In FIG. 1b shows a general diagram of a device for converting motion (view along arrow A). The device is a non-self-locking screw mechanism consisting of a flywheel nut 15 and a lead screw 16.

Ходовой винт 16 соединяется через шарнир с рабочим органом 4. Корпус 15 устройства для преобразования движения закрепляется на неподвижной опорной поверхности. Ходовой винт имеет возможности перемещаться в цилиндрическом стволе корпуса 19, содержит опорную шайбу 20 и опорный резиновый ограничитель 21 для контроля осадки рабочего органа 4 в случае отказа системы.The lead screw 16 is connected through a hinge to the working body 4. The housing 15 of the device for converting movement is fixed on a fixed supporting surface. The lead screw has the ability to move in the cylindrical barrel of the housing 19, contains a support washer 20 and a support rubber stop 21 to control the settlement of the working body 4 in the event of a system failure.

На фиг. 2 приведена принципиальная схема вибростенда с устройством для преобразования движения (УПД).In FIG. 2 shows a schematic diagram of a vibrating stand with a device for converting movement (UPD).

На фиг. 3 представлена структурная математическая модель (структурная схема) системы (фиг. 2).In FIG. 3 presents a structural mathematical model (structural diagram) of the system (Fig. 2).

На фиг. 4, а, б приведены семейства амплитудно-частотных характеристик межпарциальных связей, имеющих следующие обозначения: графики, обозначенные 22, представляют собой кривые при k1=900 кН/м; график 23 – k1=920 kH/м; график 24 – k1=940 kH/м; график 25 – k1=960 kH/м; график 26 – k1=980 kH/м; график, отмеченный как 27 соответствует режиму работы при

Figure 00000004
график 28 – k1=1020 kH/м; график 29 – k1=1040 kH/м; график 30 – k1=1060 kH/м; график 31 – k1=1080 kH/м; график 32 – k1=1100 kH/м;. Для построения амплитудно-частотных характеристик решалась модельная задача с параметрами а=0.4; b=0.6; с=1; М=1000 кг; J=250 кг.м2; L2=100 кг; L1=300 кг; k2=1000 kH/м; k1=900, 920, 940 … 1080, 1100 kH/м.In FIG. 4a, b show a family of frequency response curves mezhpartsialnyh bonds, having the following designations: graphics, indicated 22, are curves for k = 1 900 kN / m; schedule 23 - k 1 = 920 kH / m; schedule 24 - k 1 = 940 kH / m; schedule 25 - k 1 = 960 kH / m; schedule 26 - k 1 = 980 kH / m; the graph marked as 27 corresponds to the operating mode when
Figure 00000004
schedule 28 - k 1 = 1020 kH / m; schedule 29 - k 1 = 1040 kH / m; schedule 30 - k 1 = 1060 kH / m; schedule 31 - k 1 = 1080 kH / m; schedule 32 - k 1 = 1100 kH / m ;. To construct the amplitude-frequency characteristics, a model problem was solved with the parameters a = 0.4; b = 0.6; c = 1; M = 1000 kg; J = 250 kg.m 2 ; L 2 = 100 kg; L 1 = 300 kg; k 2 = 1000 kH / m; k 1 = 900, 920, 940 ... 1080, 1100 kH / m.

На фиг. 5 представлено семейство амплитудно-частотных характеристик межпарциальных связей; графики 33 представляют собой кривые при k1=995 kH/м; графики 34 – k1=999 kH/м; графики 35 – k1=1001 kH/м; графики 36 – k1=1005 kH/м; графики со значением k1=1000 Н/м соответствует режиму работы при

Figure 00000005
In FIG. 5 presents a family of amplitude-frequency characteristics of interpartial relations; graphs 33 are curves at k 1 = 995 kH / m; graphs 34 - k 1 = 999 kH / m; schedules 35 - k 1 = 1001 kH / m; graphs 36 - k 1 = 1005 kH / m; graphics with a value of k 1 = 1000 N / m corresponds to the operating mode at
Figure 00000005

Изобретение работает следующим образом.The invention works as follows.

Управление динамическим состоянием рабочего органа осуществляется за счет создания тормозного момента на гайке-маховике 15 за счет прижима тормозной колодки 17, которая приводится в соответствующее движение сигналом, поступающим из блока управления 13 через каналы связи 14 к актуатору (или электрическому сервоприводу) 18. Доступ к исполнительным механизмам устройств для преобразования движения обеспечивается через отверстие, имеющее съемную крышку 19. Винтовой несамотормозящийся механизм 16, обладающий приведенной массой L1 (имеется также и второй устройство с приведенной массой L2), при формировании тормозного момента через гайку-маховик 15 создает динамический эффект, аналогичный, возможному увеличению приведенной массы, что интерпретируется в фактор настройки вибрационного поля. Эффект настройки заключается в том, что передаточная функция межпарциальной связи в системе (или отношение амплитуд колебаний в тт. А и В рабочего органа 4) может быть сделано равным единице. В этом случае становится возможной реализация условий, требуемых нормами технологического процесса вибрационной обработки. Теоретическое обоснование способа настройки вибрационного поля прилагается.The dynamic state of the working body is controlled by creating a braking torque on the flywheel nut 15 by pressing the brake shoe 17, which is driven by the signal from the control unit 13 through communication channels 14 to the actuator (or electric servo) 18. Access to actuators devices for converting motion provided through an opening having a removable cover 19. Screw nesamotormozyaschiysya mechanism 16 having reduced mass L 1 (also available from a second device with reduced mass L 2), when forming the braking torque through the nut flywheel 15 creates a dynamic effect similar, possibly increasing the reduced mass, which is interpreted in the vibration field adjustment factor. The tuning effect is that the transfer function of inter-partial communication in the system (or the ratio of the amplitudes of the oscillations in vols. A and B of the working body 4) can be made equal to unity. In this case, it becomes possible to implement the conditions required by the norms of the technological process of vibration processing. The theoretical rationale for the method of setting the vibration field is attached.

Список литературыBibliography

1. Блехман И.И. Вибрационная механика. М.: Наука. 1994. - 400 с. 1. Blekhman I.I. Vibratory mechanics. M .: Science. 1994 .-- 400 p.

2. Быховский И.И. Основы теории вибрационной техники. М.: Машиностроение, 1969. 364 с.2. Bykhovsky II. Fundamentals of the theory of vibration technology. M.: Mechanical Engineering, 1969.364 s.

3. - Повидайло В.А. Вибрационные устройства в машиностроении. М.; Киев: Машгиз. [Юж. отд-ние], 1962. - 111 с.3. - Povidailo V.A. Vibration devices in mechanical engineering. M .; Kiev: Mashgiz. [South Department], 1962. - 111 p.

4. Пановко Г.Я. Лекции по основам теории вибрационных машин и технологий. М.: МГТУ им. Баумана, 2008. - 192 с.4. Pankov G.Ya. Lectures on the basics of the theory of vibration machines and technologies. M .: MSTU im. Bauman, 2008 .-- 192 p.

5. Копылов Ю.Р. Динамика процессов виброударного упрочнения: монография / Воронеж: ИПЦ «Научная книга», 2011. - 569 с.5. Kopylov Yu.R. Dynamics of vibro-impact hardening processes: monograph / Voronezh: CPI "Scientific Book", 2011. - 569 p.

Теоретическое обоснованиеTheoretical background

I. Некоторые общие положения. Постановка задачи исследованияI. Some general points. Research problem statement

В качестве расчетной схемы вибрационного стенда рассматривается механическая колебательная система с твердым телом, совершающим плоские движения. Твердое тело (рабочий орган вибростенда) обладает массой М и моментом инерции J (фиг. 2) и опирается на упругие элементы с жесткостями k1 и k2, параллельно которым подсоединены дополнительные устройства для преобразования движения (УПД), обладающие приведенными массами L1 и L2. Такого рода устройства могут быть реализованы на основе рычажных или несамотормозящихся винтовых механизмов (УПД) [6].A mechanical oscillatory system with a solid body making plane movements is considered as a design scheme for a vibration stand. The solid body (working body of the vibrating stand) has a mass M and an inertia moment J (Fig. 2) and relies on elastic elements with stiffnesses k 1 and k 2 , parallel to which additional devices for converting motion (UPD) are connected, having reduced masses L 1 and L 2 . Such devices can be implemented on the basis of lever or non-self-locking screw mechanisms (UPD) [6].

Система обладает двумя степенями свободы и совершает малые колебания относительно положения статического равновесия. Движения определяются в системе координат, связанной с неподвижным базисом. Полагается, что внешние силовые возмущения Q1 и Q2 по координатам у1 и у2 имеются вид синфазных гармонических функций с одинаковыми амплитудами, что может быть обеспечено с помощью центробежных вибровозбудителей.The system has two degrees of freedom and performs small oscillations relative to the position of static equilibrium. The movements are determined in the coordinate system associated with the fixed basis. It is believed that the external force disturbances Q 1 and Q 2 along the coordinates y 1 and y 2 have the form of in-phase harmonic functions with the same amplitudes, which can be achieved using centrifugal vibration exciters.

Система уравнений движения может быть получена на основе известных подходов [7] с использованием выражений для кинетической и потенциальной энергий в видеThe system of equations of motion can be obtained on the basis of well-known approaches [7] using expressions for the kinetic and potential energies in the form

Figure 00000006
Figure 00000006

Между координатами y1, y2 и y0, ϕ имеются соотношенияThere are relations between the coordinates y 1 , y 2 and y 0 , ϕ

Figure 00000007
Figure 00000007

где

Figure 00000008
Where
Figure 00000008

После преобразований Лапласа при нулевых начальных условиях система уравнений движения в операторной форме принимает видAfter the Laplace transforms at zero initial conditions, the system of equations of motion in operator form takes the form

Figure 00000009
Figure 00000009

Figure 00000010
Figure 00000010

где р=jω - комплексная переменная

Figure 00000011
значок
Figure 00000012
над переменной означает ее изображение по Лапласу [7].where p = jω is the complex variable
Figure 00000011
icon
Figure 00000012
above a variable means its image according to Laplace [7].

На основании уравнений (4), (5) может быть построена структурная математическая модель в виде структурной схемы (фиг. 3) эквивалентной в динамическом отношении системы автоматического управления.Based on equations (4), (5), a structural mathematical model can be constructed in the form of a structural diagram (Fig. 3), which is dynamically equivalent to an automatic control system.

На основе структурной схемы можно построить передаточные функции системы:Based on the structural diagram, it is possible to construct the transfer functions of the system

Figure 00000013
Figure 00000013

где

Figure 00000014
Where
Figure 00000014

- частотное характеристическое уравнение системы.- frequency characteristic equation of the system.

В системе координат

Figure 00000015
Figure 00000016
структурная схема имеет два парциальных блока, соединенных между собой инерционной связью. Значения парциальных частот зависят от приведенных масс L1 и L2 устройств для преобразования движения (УПД):In the coordinate system
Figure 00000015
Figure 00000016
the structural diagram has two partial blocks interconnected by inertial coupling. The values of the partial frequencies depend on the reduced masses of L 1 and L 2 devices for converting motion (UPD):

Figure 00000017
Figure 00000017

В системе возможны проявления режимов динамического гашения колебаний, что зависит от условий внешнего возмущения. При этом частота динамического гашения колебаний определяется из условия «обнуления» числителей передаточных функций, определенных выражениями (6)÷(11).The system may exhibit dynamic damping modes, which depends on the conditions of the external disturbance. In this case, the frequency of dynamic damping of oscillations is determined from the condition of “zeroing” the numerators of the transfer functions defined by expressions (6) ÷ (11).

Оценка возможностей распределения амплитуд колебаний по точкам рабочего органа вибрационной технологической машины определяется передаточной функцией межпарцальных связейThe assessment of the distribution possibilities of the amplitudes of the oscillations over the points of the working body of the vibrating technological machine is determined by the transfer function of the interpartial connections

Figure 00000018
Figure 00000018

II. Определение условий равномерного распределенияII. Determination of uniform distribution conditions

Распределение амплитуд колебаний

Figure 00000019
соответствует ситуации, когда твердое тело совершает поступательные колебательные движения по вертикали при полном отсутствии колебательных угловых движений. Из (17) получим, чтоDistribution of vibration amplitudes
Figure 00000019
corresponds to the situation when a solid body performs translational oscillatory movements in the vertical direction in the complete absence of oscillatory angular movements. From (17) we obtain that

Figure 00000020
Figure 00000020

откуда следует, чтоwhence it follows that

Figure 00000021
Figure 00000021

Если можно обеспечить условиеIf it is possible to provide a condition

Figure 00000022
Figure 00000022

то отношение амплитуд колебаний

Figure 00000023
- будет определяться отношением коэффициентов жесткостей упругих элементов
Figure 00000024
then the ratio of the amplitudes of the oscillations
Figure 00000023
- will be determined by the ratio of the stiffness coefficients of the elastic elements
Figure 00000024

При k1=k2 и L2, определяемом из (20), можно получить условия реализации режима поступательных колебательных вертикальных движений. Если k1≠k2, то такой режим не может быть реализован.When k 1 = k 2 and L 2 determined from (20), we can obtain the conditions for the implementation of the regime of translational oscillatory vertical movements. If k 1 ≠ k 2 , then such a regime cannot be implemented.

Аналогично, можно найти условие, когда настроечным фактором выступает величина приведенной массы L1; при этомSimilarly, we can find the condition when the tuning factor is the magnitude of the reduced mass L 1 ; wherein

Figure 00000025
Figure 00000025

Из (20) и (21) следует, что величина приведенной массы, используемой для создания определенного динамического состояния зависит от разности геометрических параметров а и b. Чем меньше величина (а-b), тем меньше требуется величина приведенной массы.From (20) and (21) it follows that the magnitude of the reduced mass used to create a certain dynamic state depends on the difference in the geometric parameters a and b. The smaller the value ( a- b), the less the magnitude of the reduced mass is required.

Получение режима близкого к

Figure 00000026
возможно при наличии даже одного из устройств для преобразования движения L1 или L2. Практически реализация формирования определенного значения приведенной массы L1 или L2 устройств для преобразования движения (УПД) может быть осуществлена способом, где рассматривается использование эффекта изменения приведенной массы за счет приложения к гайке-маховику УПД тормозного момента, регулируемого в зависимости от параметров динамического состояния системы. На фиг. 4, а, б приводятся амплитудно-частотные характеристики межпарциальных связей. Используется модельная задача; приводятся данные расчетов а=0.4; b=0.6; с=1; М=1000 кг; J=250 кг.м2; k2=1000 кН/м; L2=100 кг; L1=300 кг; Графики зависимостей
Figure 00000027
, то есть амплитудно-частотные характеристики межпарциальных связей, приводятся на фиг. 4 (семейство графиков построено при k1→k2).Getting close to
Figure 00000026
possible even with one of the devices for converting the movement of L 1 or L 2 . In practice, the formation of a certain value of the reduced mass L 1 or L 2 of devices for converting motion (CLC) can be implemented in a way that considers the use of the effect of changing the reduced mass due to the application of a braking torque to the CCD nut, which is regulated depending on the parameters of the system’s dynamic state . In FIG. 4, a and b are the amplitude-frequency characteristics mezhpartsialnyh bonds. The model problem is used; Calculation data are presented for a = 0.4; b = 0.6; c = 1; M = 1000 kg; J = 250 kg.m 2 ; k 2 = 1000 kN / m; L 2 = 100 kg; L 1 = 300 kg; Dependency graphs
Figure 00000027
, i.e., the amplitude-frequency characteristics of the inter-partial communications, are shown in FIG. 4 (the family of graphs is constructed as k 1 → k 2 ).

Из анализа графиков

Figure 00000027
следует, что в общем случае, когда k1≠k2, амплитудно-частотные характеристики межпарциальных связей имеют пересечения с осью абсцисс, что определяет режимы динамического гашения колебаний
Figure 00000028
Вместе с тем, амплитудно-частотные характеристики имеют частоты, на которых реализуются разрывы второго рода, что соответствует условиям, когда
Figure 00000029
При ω=0 и ω→∞ графики зависимостей
Figure 00000027
имеют предельные значения.From chart analysis
Figure 00000027
it follows that in the general case, when k 1 ≠ k 2 , the amplitude-frequency characteristics of the inter-partial bonds have intersections with the abscissa axis, which determines the modes of dynamic vibration damping
Figure 00000028
At the same time, the amplitude-frequency characteristics have frequencies at which gaps of the second kind are realized, which corresponds to the conditions when
Figure 00000029
For ω = 0 and ω → ∞, the dependency graphs
Figure 00000027
have limit values.

На фиг. 4, а графики зависимостей

Figure 00000027
сгруппированы таким образом, что можно наблюдать изменения их взаимного расположения, когда k1 принимает значения k1=900 кН/м, 920 кН/м, 940 кН/м, 960 кН/м, 980 кН/м, приближаясь к критическому случаю k1=k2=1000 кН/м. В свою очередь на фиг. 4, б приводится семейство амплитудно-частотных характеристик, когда k1 принимает значения 1100 кН/м, 1080 кН/м, 1060 кН/м, 1040 кН/м, 1020 кН/м, приближаясь также к значению k1=1000 кН/м и k2=1000 кН/м. В предельном случае амплитудно-частотная характеристика превращается в прямую
Figure 00000030
параллельную оси абсцисс. В этом случае вибростенд совершает только вертикальные колебания при отсутствии угловых движений рабочего органа. Можно отметить, что в зоне достаточной близости параметров, когда k1≈k2, также возможна работа вибростенда в определенном частотном диапазоне, при этом
Figure 00000031
In FIG. 4, and dependency graphs
Figure 00000027
grouped in such a way that it is possible to observe changes in their relative positions when k 1 takes values k 1 = 900 kN / m, 920 kN / m, 940 kN / m, 960 kN / m, 980 kN / m, approaching the critical case k 1 = k 2 = 1000 kN / m. In turn, in FIG. 4b, a family of amplitude-frequency characteristics is given when k 1 takes the values of 1100 kN / m, 1080 kN / m, 1060 kN / m, 1040 kN / m, 1020 kN / m, approaching also the value k 1 = 1000 kN / m and k 2 = 1000 kN / m. In the limiting case, the amplitude-frequency characteristic turns into a direct
Figure 00000030
parallel to the abscissa axis. In this case, the vibrating stand performs only vertical vibrations in the absence of angular movements of the working body. It can be noted that in the zone of sufficient proximity of the parameters, when k 1 ≈k 2 , the vibration stand can also operate in a certain frequency range, while
Figure 00000031

На фиг. 5 приводится семейство амплитудно-частотных характеристик межпарциальных связей при более детализированном рассмотрении сближения коэффициентов k1 и k2 (в частности, используются значения параметров k1=995 кН/м, 999 кН/м, 1001 кН/м, 1005 кН/м). Сравнительный анализ показывает, что при симметрии упругих характеристик, то есть при k1 достаточно близком к значениям k2, возможна настройка вибростенда за счет введения дополнительной связи, создающей компенсирующие эффекты изменения приведенных масс, создаваемых устройствами для преобразования движения, которые обеспечивают равенство коэффициентов при квадратах частот в выражениях для передаточных функций межпарциальных связей. Анализ показывает также, что при значительном несовпадении жесткости упругих элементов k1 и k2 требуется их предварительная настройка, что может быть реализовано при подготовке вибрационной технологической машины к работе. При подготовке теоретического обоснования использовались литературные источники.In FIG. Figure 5 shows a family of amplitude-frequency characteristics of interpartial relations with a more detailed consideration of the convergence of the coefficients k 1 and k 2 (in particular, the values of the parameters k 1 = 995 kN / m, 999 kN / m, 1001 kN / m, 1005 kN / m are used) . A comparative analysis shows that with the symmetry of the elastic characteristics, that is, with k 1 sufficiently close to the values of k 2 , it is possible to adjust the vibration stand by introducing an additional connection that creates compensating effects of changes in the reduced masses created by the devices for converting motion, which ensure the equality of the coefficients at squares frequencies in expressions for the transfer functions of inter-partial ties. The analysis also shows that with a significant mismatch in the stiffness of the elastic elements k 1 and k 2 , their preliminary adjustment is required, which can be implemented when preparing a vibrating technological machine for operation. In preparing the theoretical justification, literary sources were used.

Список литературыBibliography

1. Блехман И.И. Вибрационная механика. М.: Наука. 1994. - 400 с.1. Blekhman I.I. Vibratory mechanics. M .: Science. 1994 .-- 400 p.

2. Быховский И.И. Основы теории вибрационной техники. М.: Машиностроение, 1969. 364 с.2. Bykhovsky II. Fundamentals of the theory of vibration technology. M.: Mechanical Engineering, 1969.364 s.

3. - Повидайло В.А. Вибрационные устройства в машиностроении. М.; Киев: Машгиз. [Юж. отд-ние], 1962. - 111 с.3. - Povidailo V.A. Vibration devices in mechanical engineering. M .; Kiev: Mashgiz. [South Department], 1962. - 111 p.

4. Пановко Г.Я. Лекции по основам теории вибрационных машин и технологий. М.: МГТУ им. Баумана, 2008. - 192 с.4. Pankov G.Ya. Lectures on the basics of the theory of vibration machines and technologies. M .: MSTU im. Bauman, 2008 .-- 192 p.

5. Копылов Ю.Р. Динамика процессов виброударного упрочнения: монография / Воронеж: ИПЦ «Научная книга», 2011. - 569 с.5. Kopylov Yu.R. Dynamics of vibro-impact hardening processes: monograph / Voronezh: CPI "Scientific Book", 2011. - 569 p.

6. Eliseev S.V. Dynamics of mechanical systems with additional ties / S.V. Eliseev, A.V. Lukyanov, Yu.N. Reznik, A.P. Khomenko. - Irkutsk: Publishing of Irkutsk State University, 2006. - 315 p.6. Eliseev S.V. Dynamics of mechanical systems with additional ties / S.V. Eliseev, A.V. Lukyanov, Yu.N. Reznik, A.P. Khomenko. - Irkutsk: Publishing of Irkutsk State University, 2006 .-- 315 p.

7. Елисеев С.В. Прикладная теория колебаний в задачах динамики линейных механических систем / С.В. Елисеев, А.И. Артюнин. - Новосибирск: Наука, 2016. - 459 с.7. Eliseev S.V. Applied theory of oscillations in problems of the dynamics of linear mechanical systems / S.V. Eliseev, A.I. Artyunin. - Novosibirsk: Nauka, 2016 .-- 459 p.

Claims (2)

1. Способ настройки динамического состояния рабочего органа вибростенда, заключающийся в том, что включает совершение рабочим органом плоского движения с двумя степенями свободы, опору на упругие элементы в виде двух линейных пружин, и возбуждение двумя синфазными инерционными возбудителями, контроль параметров вертикального движения рабочего органа, отличающейся тем, что в упруго-массовую систему вибростенда дополнительно вводят две конструктивно-технических связи в виде винтовых несамотормозящихся механизмов с приведенными массами, тем самым создают эффекты изменения массоинерционных свойств вибростенда и влияют на общие свойства системы для формирования отношения координат в конечных точках рабочего органа равным постоянной величине и, в частности, единице.1. The way to configure the dynamic state of the working body of the vibrating stand, which consists in the fact that the working body makes a plane movement with two degrees of freedom, support on the elastic elements in the form of two linear springs, and excitation by two in-phase inertial pathogens, control of the parameters of the vertical movement of the working body, characterized in that two structural and technical connections are additionally introduced into the elastic-mass system of the vibrating stand in the form of non-self-locking screw mechanisms with reduced mass and thereby create massoinertsionnyh shaker properties change effects and affect the overall properties of the system for generating relationships coordinates at the endpoints of the working body to be constant and, in particular, to one. 2. Устройство настройки динамического состояния рабочего органа вибростенда, состоящее из опорных блоков, каждый из которых включает в себя параллельно работающие пружину и винтовой несамотормозящийся механизм, создающие эффекты изменения массо-инерционных свойств системы, отличающееся тем, что применяется винтовой несамотормозящийся механизм с закреплением ходового винта на рабочем органе и возможностями изменения приведенной массы системы в целом, что проявляется в формировании определенных форм движения рабочего органа вибростенда при изменении тормозного момента на гайке-маховике, создаваемом тормозной колодкой по сигналу от системы управления.2. The device for adjusting the dynamic state of the working body of the vibrating stand, consisting of support blocks, each of which includes a parallel working spring and a non-self-locking screw mechanism, which create effects of changes in the mass-inertial properties of the system, characterized in that a non-self-locking screw mechanism with a screw screw is used on the working body and the possibilities of changing the reduced mass of the system as a whole, which is manifested in the formation of certain forms of movement of the working body NDA when changing the braking torque on the nut-flywheel created by the brake pad on a signal from the control system.
RU2018128270A 2018-08-01 2018-08-01 Method for adjusting vibration amplitude distributions of a vibration table working body and device for its implementation RU2695899C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2018128270A RU2695899C1 (en) 2018-08-01 2018-08-01 Method for adjusting vibration amplitude distributions of a vibration table working body and device for its implementation

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2018128270A RU2695899C1 (en) 2018-08-01 2018-08-01 Method for adjusting vibration amplitude distributions of a vibration table working body and device for its implementation

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2695899C1 true RU2695899C1 (en) 2019-07-30

Family

ID=67586769

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2018128270A RU2695899C1 (en) 2018-08-01 2018-08-01 Method for adjusting vibration amplitude distributions of a vibration table working body and device for its implementation

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2695899C1 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2773825C1 (en) * 2021-02-04 2022-06-10 Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВО ИрГУПС) Apparatus for forming vibrational movement of the working medium
CN116382086A (en) * 2023-04-12 2023-07-04 北京博科测试系统股份有限公司 Large-scale servo hydraulic vibration table system and cascade control method thereof

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20090212475A1 (en) * 2005-07-03 2009-08-27 Hermann Tropf Fastening Means Preventing The Transmission of Shocks and Vibrations
RU2475658C2 (en) * 2011-04-28 2013-02-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ИрГУПС (ИрИИТ)) Control method of stiffness of anti-vibration system, and device for its implementation
US20130292541A1 (en) * 2011-01-11 2013-11-07 Drs Tactical Systems, Inc. Vibration isolating device
RU136112U1 (en) * 2013-07-25 2013-12-27 Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВПО ИрГУПС) Vibration damping device

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20090212475A1 (en) * 2005-07-03 2009-08-27 Hermann Tropf Fastening Means Preventing The Transmission of Shocks and Vibrations
US20130292541A1 (en) * 2011-01-11 2013-11-07 Drs Tactical Systems, Inc. Vibration isolating device
RU2475658C2 (en) * 2011-04-28 2013-02-20 Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ИрГУПС (ИрИИТ)) Control method of stiffness of anti-vibration system, and device for its implementation
RU136112U1 (en) * 2013-07-25 2013-12-27 Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВПО ИрГУПС) Vibration damping device

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2773825C1 (en) * 2021-02-04 2022-06-10 Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования Иркутский государственный университет путей сообщения (ФГБОУ ВО ИрГУПС) Apparatus for forming vibrational movement of the working medium
CN116382086A (en) * 2023-04-12 2023-07-04 北京博科测试系统股份有限公司 Large-scale servo hydraulic vibration table system and cascade control method thereof
CN116382086B (en) * 2023-04-12 2023-09-19 北京博科测试系统股份有限公司 Large-scale servo hydraulic vibration table system and cascade control method thereof

Similar Documents

Publication Publication Date Title
RU2710314C1 (en) Method for changing and adjusting the dynamic state of a vibration process machine and a device for realizing said method
CN108638056A (en) Joint of robot vibration analysis based on kinetics of deformable bodies model and suppressing method
Wang et al. Parameter design for a vibration absorber with time-delayed feedback control
Nigm et al. Effect of an impact damper on a multi-degree of freedom system
RU2475658C2 (en) Control method of stiffness of anti-vibration system, and device for its implementation
RU2695899C1 (en) Method for adjusting vibration amplitude distributions of a vibration table working body and device for its implementation
Fiebig et al. Two stage vibration isolation of vibratory shake-out conveyor
RU2624757C1 (en) Control method of vibration technological machine vibration field structure, based on using dynamic damping effects and device for its implementation
RU2711832C1 (en) Method for control of dynamic state of process vibration machine and device for implementation thereof
Gong et al. Non-linear analysis of vibrating flip-flow screens
Boikov et al. Experimental study of unbalanced rotors synchronization of the mechatronic vibration setup
Malas et al. Generating self-excited oscillation in a class of mechanical systems by relay-feedback
RU2716368C1 (en) Method of adjusting vibrations amplitude distribution of vibrating process bench working element and device for implementation thereof
RU2691646C1 (en) Method of controlling formation of structure and parameters of vibration field of process machine
Gursky et al. Optimization of the vibrating machines with adjustable frequency characteristics
RU2718177C1 (en) Method of adjusting dynamic state of vibration process machine and device for implementation thereof
RU2668933C1 (en) Oscillation damping device
RU2696506C1 (en) Method of controlling dynamic state of technical object during vibration actions and device for its implementation
RU2749364C2 (en) A method of forming, adjusting and adjusting the dynamic state of the working bodies of technological vibration machines based on the introduction of additional elastic connections and a device for its implementation
RU2748326C1 (en) System and method for controlling the vibration amplitude of a vibrating technological machine
RU2335352C2 (en) Method of deriving and keeping of resonance mechanical oscillations and device for its realisation
RU2734839C1 (en) Vibration process machine dynamic state control device
RU2773825C1 (en) Apparatus for forming vibrational movement of the working medium
RU2755646C1 (en) Device for setting, adjusting and forming the dynamic state of a vibrating technological machine and a method for its implementation
RU2755534C1 (en) Apparatus for controlling dynamic state of vibrational technological machine and method for implementation thereof