Systems. Methods. Technologies 3 (39) 2018

Системы Методы Технологии. К.Ч. Выонг и др. Механизмы в структуре … 2018 № 3 (39) с. 13-18 15 будут идентичны и совпадают друг с другом на всех частотах внешнего воздействия. Особенность рассматриваемого случая, когда при анализе (23), (24) исключается коэффициент связности внешних факторов α 0 , заключается в том, что в переда- точной функции межпарциальной связи числитель и знаменатель дробно-рационального выражения стано- вятся равными. В этом случае система с двумя степе- нями свободы трансформируется в две системы, имеющие по одной степени свободы с одинаковыми собственными частотами. В такой ситуации условие 1 1 2 = y y выполняется для каждой текущей частоты, но значения 1 y и 2 y сами по себе будут разными. Таким образом, рабочий орган на каждой из частот возмущения будет осуществлять движение как система с одной степенью свободы, а отношение координат 1 y и 2 y будет иметь вид 1 1 2 = y y . Вместе с тем, при переходе к другой частоте отноше- ние амплитуд колебаний не изменяется, но значения 1 y и 2 y уже будут другими. При выборе других настроечных параметров (не α 0 ) возможны ситуации, когда коэффициенты при p 2 в числи- теле и знаменателе передаточной функции межпарциаль- ных связей становятся равными нулю, а свободные от p 2 члены полиномов будут равны между собой в числителе и знаменателе передаточной функции, возможно прояв- ление динамического эффекта, когда амплитудно- частотные характеристики системы приобретают вид прямой, параллельной оси абсцисс. При других сочетани- ях числителей и знаменателей передаточных функций межпарциальных связей и настроечных параметрах воз- можны и другие варианты, что требует отдельного рас- смотрения вопроса. Заключение Предлагаемый метод формирования структуры вибрационного поля рабочего органа вибростенда, ко- гда отношение амплитуд колебаний точек рабочего органа по всей его длине составляет единицу, реализу- ется путем введения дополнительных связей. Такие связи представляют собой механизмы, обладающие возможностями изменять значения приведенных масс при изменении настроечных параметров. Такими на- строечными параметрами могут быть величины допол- нительных масс (например, m или L ), значения коэф- фициента передачи скорости движения ( a 0 ). Настройка оборудования на реализацию определенного режима динамического состояния рабочего органа должна опи- раться на учет особенностей таких подходов, когда однородность вибрационного поля сохраняется, оцени- ваемая через отношение амплитуд (в данном случае это единица), которое сохраняется постоянным во всем рабочем диапазоне частот, но при этом на каждой час- тоте величины амплитуд колебаний будут разными. В связи с этим возможны и другие формы настройки вибрационных полей, при других соотношениях ам- плитуд координат (в том числе соотношений, имеющих положительные и отрицательные значения). Метод построения математических моделей основан на использовании передаточных функций межпарциаль- ных связей, что дает возможность выявить новые дина- мические эффекты, которые связаны с особенностями параметров совместного одновременного действия двух синфазных гармонических силовых воздействий. Это проявляется, в частности, через изменение параметров режимов динамического гашения колебаний. Литература 1. Пановко Г.Я. Динамика вибрационных технологиче- ских процессов: моногр. М., Ижевск: НИЦ «Регулярная и хаотическая динамика», Ин-т компьютерных исследований, 2006. 176 с. 2. Копылов Ю.Р. Динамика процессов виброударного уп- рочнения. Воронеж: Научная книга, 2011. 568 с. 3. Блехман И.И. Вибрационная механика. М.: Наука, 1994. 394 с. 4. Елисеев А.В., Сельвинский В.В., Елисеев С.В . Динами- ка вибрационных взаимодействий элементов технологиче- ских систем с учетом неудерживающих связей . Новосибирск: Наука, 2015. 332с. 5. Eliseev S.V., Lukyanov A.V., Reznik Yu.N., Khomen- ko A.P. Dynamics of mechanical systems with additional ties. Irkutsk: Irkutsk State University, 2006. 315 p. 6. Елисеев С.В., Резник Ю.Н., Хоменко А.П., Засядко А.А. Динамический синтез в обобщенных задачах виброзащиты и виброизоляции технических объектов. Ир- кутск: Изд-во ИГУ, 2008. 523с. 7. Clarence W. Vibration. Fundamentals and Practice. Boca Raton, London, New York, Washington, D.C.: CRC Press, 2000. 957 p. 8. Karnovsky I.A., Lebed Е. Theory of vibration protection. Switzerland: Springer, 2016. 708 p. 9. Степанов В.М., До Н.И. Обобщенная математическая модель вибрационных грохотов // Изв. ТулГУ. Технические науки. 2011. Вып. 6., Ч. 1. С. 246-251. 10. Франчук В.П. Инженерные методы расчета и выбора динамических параметров вибрационных грохотов, конвейе- ров, питателей // Днепропетровск: Збагачення корисних копалин. Науково-технiчний збiрник. 2001. № 12 (53). С. 126-143. 11. Дятчин В.З., Лшенко В.И., Франчук В.П. Совершенст- вование грохотов для горнорудной промышленности // Ме- талл Информ. 2017. № 32-33. С. 12-15. 12. Усенко Н.А., Фам Х.Х., Свиридов А.А. Структурный и математический синтез многомассных вибрационных за- грузочных устройств с раздельным возбуждением колебаний // Изв. ТулГУ. Технические науки. 2015. Вып. 4. С. 52-60. 13. Bograd A., Nerubenko G., Nerubenko С. Energy Harvesting in vehicle’s drive // Proceeding of the 2-nd International conference of Energy Harvesting, Storage, and Transfers (EHST’18). Niagara- Falls, Canada. June 7-9 2018, Р. 112-1 – 112-9. 14. Антипов В.И., Денцов Н.Н., Кошелев А.В. Динамика параметрически возбуждаемой вибрационной машины с изо- тропной упругой системой // Фундаментальные исследова- ния. 2014. № 8., Ч. 5. С. 1037-1042. 15. Хоменко А.П., Артюнин А.И., Паршута Е.А., Каимов Е.В. Механизмы в упругих колебательных системах: осо-