Защита от механических воздействий

 

Радиоэлектронная аппаратура, устанавли­ваемая на подвижных объектах, в процессе эксплуатации подвергается вибрации и ударам. В зависимости от характера объекта частота вибра­ций может лежать в диапазоне от единиц до тысяч герц, а перегрузки могут достигать десятков G.

Многие элементы конструкции аппарата можно представить как колебательные системы. Каждая колебательная система характери­зуется собственной резонансной частотой f₀. Поведение колебательной системы при воздействии на нее извне вибраций зависит от отношения частоты этих вибраций f к резонансной частоте f₀. Например, плоскую пластинчатую пружину, входящую в состав многих электромагнитных реле, схематично можно представить в виде упругой балки, закреплен­ной консольно (рис.7.1, а).

 

Рис. 7.1. Схема закрепления деталей:

а – балка, закрепленная консольно; б – балка, закрепленная с двух концов;

в – планка прямоугольного сечения; г – планка с отбортовкой.

Если основание, в котором закреплена балка, совершает колебания в вертикальном направлении, то вместе с ним перемещается балка. Отношение амплитуды колебаний конца балки к амплитуде колебаний основания обозначим . Для простоты будем полагать, что потери на внутреннее трение в материале балки при ее деформации отсутствуют. Не приводя выводов, запишем формулу для :

(7.1)

 

где f – частота колебаний основания;

f₀ – собственная резонансная частота балки.

 

График зависимости абсолютного значения от отношения при­веден на рис. 7.2 (кривая 1). На этом же рисунке показана зависимость от для случая, когда учитывается трение в колеблющейся системе (кривая 2).

 

 

 

Рис.7.2. Зависимость коэффициента

виброизоляции от частоты вибрации:

1 – при отсутствии затухания;

2 – при наличии затухания.

 

 

Из графика видно, что если частота вынужденных колебаний f зна­чительно больше собственной резонансной частоты балки >> 1), то <<1, т. е. конец балки колебаться практически не будет. Это зна­чит, что при каждом колебании основания балка изгибается так, что ее конец перемещается незначительно. Если вибрация основания действует длительно, то эта многократно повторяющаяся деформация приве­дет к появлению усталости в металле, в результате чего балка может сломаться. Если рассматриваемая в при­мере балка является пружиной электро­магнитного реле, то при воздействии ука­занной вибрации конец балки (контакт реле) перемещается относительно осно­вания, на котором закреплен второй кон­такт, и эта пара контактов самопроизволь­но размыкается (или замыкается), что при­водит к нарушению работы аппарата.

Рассмотрим случай, когда частота вы­нужденных колебаний равна резонансной частоте ( =1). В этом случае > 1, т. е. амплитуда колебаний конца балки больше амплитуды колебания основания. Это превышение амплитуды тем больше, чем меньше трение в системе (чем меньше затухание или чем больше добротность колебательной системы). Так как в реальных конст­рукциях затухание обычно мало, то при резонансе амплитуда колеба­ний элементов конструкции получается большой, что приводит к быст­рому выходу их из строя.

Рассмотрим теперь случай, когда ( <<1). При этом 1, т. е. ко­нец балки совершает такие же колебания, как и основание. Так как в этом случае балка не деформируется, тои нет опасности ее повреждения при действии вибрации.

Таким образом, при воздействии вибрации удовлетворительно могут работать только такие конструкции, у которых собственная резонансная частота выше, чем частота действующих на конструкцию вибраций.

В связи с этим рассмотрим, от каких факторов зависит собственная резонансная частота f₀

Например, длябалки, показанной на рис. 7,1, а, она может быть вычислена поформуле

(7.2)

где k – числовой коэффициент, характеризующий способ закрепления балки (для случая, показанного на рис. 7,1, а, k=O,75);

где l – длина балки;

Е – модуль упругости материала, из которого она изготовлена;

J – мо­мент инерции балки, зависящий от формы ее поперечного сечения

(для прямоугольного сечения J = bh ³).

Длярассматриваемого примера резонансная частота может быть увеличена за счет увеличения размеров поперечного сечения, сокращения длины или за счет применения материала с большим модулем упругости.

На рис. 7.1, б показана балка, закрепленная с двух концов. Длята­кой конструкции резонансная частота может быть вычислена также поформуле (7,2), только в этом случае в формулу нужно подставлять k = 1,88. Резонансная частота возрастет более чем в 6 раз.

Из рассмотренного примера следует, что при конструировании дета­лей, имеющих форму балок, следует повозможности избегать консоль­ного крепления, если аппаратура будет работать при воздействии вибра­ций, особенно высокочастотных. Детали, имеющие большую длину, следует крепить не только по концам, но и в промежуточных точках. Существенного увеличения жесткости, а, следовательно, и резонансной частоты можно добиться без значительного увеличения массы за счет рационального выбора формы поперечного сечения,

На рис. 7.1, в, г показаны два поперечных сечения планки. Планка, показанная на рис. 7.1, г, имеет отбортовку, что значительно повышает жесткость и резонансную частоту, Многие элементы конструкции (де­тали кожухов, печатные платы и др.) имеют форму пластин. Высокая резонансная частота у таких деталей получается тогда, когда они жестко закреплены по трем или четырем сторонам. Жесткость и резонансную частоту можно сильно увеличить, если ввести одну или несколько точек крепления в середине или снабдить деталь ребрами жесткости или вы­давками.

Многие электрорадиоэлементы (сопротивления, конденсаторы, по­лупроводниковые приборы, микросхемы и др.) выполнены так, что при соблюдении определенных требований к закреплению могут нормально работать при вибрации с частотой до нескольких тысяч герц. При креплении этих элементов только за выводы, особенно если длина выводов велика, могут возникать резонансные явления, что приводит к поломкам элементов. Поэтому некоторые ЭРЭ дополнительно крепят за корпус к печатным платам или другим элементам конструкции, на которых они установлены. Хуже всего работают при воздействии высокочастотных вибраций такие устройства, как конденсаторы переменной емкости, электромагнитные реле, радиолампы (особенно крупногабаритные), электромеханические устройства и другие элементы конструкции, имеющие низкую резонансную частоту. В настоящее время количество таких элементов в аппаратуре при необходимости удается уменьшить, а в некоторых случаях – полностью отказаться от их использования, заменяя их чисто электронными схемами, построенными с применением полупро­водниковых приборов и микросхем.

Необходимо отметить, что реальные конструкции, встречающиеся в практике конструирования, имеют, как правило, сложную конфигура­цию, и определение их резонансных частот расчетными методами связано с большими трудностями.

Обеспечить работу радиоэлектронных устройств при наличии высокочастотной вибрации только за счет придания конструкции необходимой жесткости удается не всегда, а в ряде случаев это экономически или технически нецелесообразно. Тогда в конструкцию изделия вводят амортизаторы. В общем случае амортизатор – это пружинящий элемент, соединяющий аппарат с вибрирующим основанием: корпусом корабля, фюзеляжем самолета и т. д. (рис. 7.3).

 

 

 

Рис.7.3. Схема прибора закрепленного на амортизаторах.

1 – прибор; 2 – амортизатор; 3 – вибрирующее основание.

 

 

Конструктивно амортизатор выполняют так, что он может выдерживать действующие в течение длительного времени вибра­ционные деформации. Жесткость амортизаторов выбирают такой, чтобы в сочетании с массой амор­тизируемого изделия они образовывали колебатель­ную систему с низкой резонансной частотой, т.е. чтобы выполнялось условие f >>f₀. Тогда в соответствии с формулой (7.1) и рис. 7.2 <1, т. е. амплитуда колебаний аппарата меньше амплитуды колебаний основания. Коэффициент называют коэффициентом виброизоляции.

Из формулы (7.1) следует, что < 1, если f/f₀> 1,41.

Чем больше отношение f/f₀ , тем меньше значение и тем лучше виброизоляция. Учитывая, что фактическое значение f/f₀ может отличаться от расчет­ного, а также то, что при f/f₀ = 1,41 = 1, на практике обычно выбирают f/f₀> 2,5.

В самом общем случае изделие, закрепленное на амортизаторах, со­вершает сложные колебания, которые можно представить как сумму колебательных перемещений вдоль трех координатных осей и колеба­тельных вращений вокруг трех координатных осей. При этом расчет параметров колебаний оказывается сложной задачей. Для идеализи­рованного случая, если считать, что масса аппарата сосредоточена в его центре тяжести и одинаковые амортизаторы размещены симметрично относительно центра тяжести, частота собственных колебаний в верти­кальном направлении может быть вычислена по формуле

(7.4)

где Z ₀ - деформация амортизатора под действием массы аппарата, мм.

Для рассматриваемого случая формула дает точный результат, если деформация амортизатора пропорциональна приложенной нагрузке.

Рассмотрим влияние массы амортизированного аппарата и жесткос­ти амортизатора на качество виброизоляции. Жесткость амортизатора k будем характеризовать нагрузкой, которая вызывает деформацию амортизатора на 1 мм:

откуда

(7.5)

где z₀ – деформация амортизатора под действием массы аппарата Р ₀.

Как следует из формулы (7.5), увеличение жесткости k или уменьше­ние массы Р ₀приводит к уменьшению Z ₀; при этом [см. формулу (7.4)] частота собственных колебаний f ₀ увеличивается. При неизменной час­тоте вынужденных колебаний f отношение f/fo уменьшается и качество виброизоляции ухудшается. Наоборот, при уменьшении жесткости амор­тизатора k или увеличении массы аппарата Р ₀качество виброизоляции улучшается.

Используемые для виброизоляции амортизаторы всегда имеют тре­ние, вносящее затухание в колебательную систем. Затухание может создаваться внутренним трением в материале амортизатора или спе­циальными устройствами (демпферами), вводимыми в его конструкцию. В момент резонанса амплитуда колебаний аппарата будет иметь конеч­ное значение, тем меньшее, чем больше затухание в системе. График за­висимости коэффициента виброизоляции от f/f ₀при наличии затухания приведен на рис. 7.2 кривая 2. В этом случае виброизоляция аппара­туры ( < 1) также имеет место только при f/f ₀ > 1,41.

Чтобы обеспечить боковую устойчивость объекта, его крепят на нес­кольких амортизаторах. Однако прежде чем приступить к размещению амортизаторов, необходимо найти положение центра тяжести аппарата. Здесь можно воспользоваться формулами из курса теоретической меха­ники (рис. 7.4):

 

(7.6)

 

Рис. 7.4. К расчету центра тяжести изделия

 

где Р₁, P₂ ,..., Р_i – массы всех блоков, из которых состоит аппарат, вклю­чая кожух и шасси;

х₁, х₂, …, x_l – координаты центра тяжести каждого блока относительно одной из произвольно выбранных взаимно перпен­дикулярных координатных осей (на рис. 7.4 относительно оси Х, сов­падающей с левой нижней гранью аппарата);

x - координата центра тяжести всего аппарата относительно той же оси;

y₁, y₂,... y _n – коор­динаты центра тяжести каждого блока относительно второй оси Y, перпендикулярной оси Х;

у – координата центра тяжести всего аппара­та относительно оси Y.

Если амортизаторы расположить симметрично относительно центра тяжести аппарата, то нагрузка на все амортизаторы будет одинакова:

Р₁ = Ро/п, (7.7)

 

где Р₁ – нагрузка на каждый амортизатор;

Р₀ – масса аппарата;

т – ­число амортизаторов.

В технических условиях на амортизаторы приводится значение номи­нальной нагрузки, на которую рассчитан амортизатор каждого размера. Число амортизаторов и их размер должны быть выбраны так, чтобы фактическая нагрузка на амортизатор была близка к номинальной.

Следует иметь в виду, что при увеличении числа амортизаторов и неизменной массе аппарата Р₀ уменьшается нагрузка на каждый амор­тизатор. Если жесткость амортизаторов при этом остается неизменной, то деформация каждого из них уменьшается, что приводит к увеличению частоты собственных колебаний и ухудшению качества виброизоляции.

До сих пор рассматривалась ра­бота амортизаторов только при вибрации. Былсделан вывод, что для улучшения защиты аппарата от вибрационных воздействий необходимо применять мягкие амортизаторы, которые при заданной массе объекта Р₀ обеспечивают получение малого значения частоты собственных колебаний f₀ , т. е. имеют большой про­гиб z₀ под действием массы аппа­рата.

При эксплуатации многих категорий аппаратуры (самолетной, ко­рабельной, автомобильной и др.) кроме вибрации могут иметь местоудары. Действие удара сводится к тому, что основание, на котором закреплен аппарат, за короткий про­межуток времени приобретает боль­шую скорость, т. е. на него дей­ствует большое ускорение. Аппарат, жестко закрепленный на основании, испытывает такое же ускорение. Если аппарат закреплен на основании с помощью амортизаторов, то за счет их деформации скорость аппарата приобретает максимальное значение за большой промежуток времени, поэтому на него действует меньшее ускорение.

В реальных конструкциях ход (деформация) ограничен. Сила, действующая на амортизатор, при достаточно большой перегруз­ке может вызвать его полную деформацию, после чего происходит жест­кое соударение устройств, ограничивающих ход. При этом на аппарат действует большое ускорение.

Чтобы защитить аппарат от действия больших ударных перегрузок, необходимо применять более жесткие амортизаторы. Они, как известно, плохо защищают аппарат от воздействия вибраций. Таким образом, при необходимости защитить аппарат отвоздействия вибрации и ударов к амортизатору предъявляют явно противоречивые требования. Эти противоречия разрешаются на практике использованием в одной кон­струкции двух амортизаторов: мягкого – для защиты от вибрации, жесткого – для защиты от ударов. Более жесткий (противоударный) амортизатор не должен включаться в работу, когда на аппарат действу­ют вибрационные перегрузки; при воздействии больших ударных пе­регрузок, после того как мягкий амортизатор деформировался на ве­личину своего рабочего хода, возникающие усилия должен восприни­мать противоударный амортизатор.

 

Рассмотрим конструкцию и основные характеристики амортизато­ров, используемых в радиоаппаратостроении. Разновидность конструк­тивного оформления пластинчатого резинометаллического аморти­затора типа АП изображена на рис. 7.5 (там же показан способ закреп­ления аппарата на амортизаторах).

 

 

Рис. 7.5. Амортизатор типа АП и его крепление.

1 – резиновая шайба; 2 – поверхность резиновой шайбы, воспринимающая ударные перегрузки;

3 – пластина; 4 – основание, на котором закреплен аппарат; 5 – втулка; 6 – ограничительные

шайбы (ограничивают деформацию и предотвращают разрушение амортизатора при больших

нагрузках); 7 – футляр аппарата; 8 – втулка, увеличивающая рабочий ход амортизатора.

 

Упругим элементом указанного амортизатора является резиновая шайба 1 специальной формы, привулканизированная к металлической втулке и пластине.

Резинометаллические амортизаторы просты по конструкции, ком­пактны, легки и имеют низкую стоимость. Однако резина как упругий элемент обладает рядом недостатков:

– она плохо выдерживает большие длительные деформации;

– жесткость резинового амортизатора резко увеличивается при понижении температуры (при t = – ЗОºС жесткость возрастает примерно в полтора раза, а при t = – 60ºС резиновые амор­тизаторы вообще непригодны для эксплуатации);

– при высоких положи­тельных температурах (более + 80ºС), под действием солнечной радиа­ции резина «стареет» и в ней образуются поверхностные трещины.

Амортизаторы АП выпускаются нескольких типоразмеров на но­минальные нагрузки от 0,54 до 15,75 кГ. Среднее значение деформации амортизатора любого размера Zo = 1,6 мм при номинальной нагрузке и t = 20ºС. При температуре окружающего воздуха – 45ºС и номиналь­ной нагрузке прогиб Zo _min = 0,9 мм.

На основании указанных данных можно определить низшую рабо­чую частоту, при которой указанные амортизаторы обеспечивают виб­роизоляцию от действия вертикальной вибрации. Для среднего значе­ния прогиба и номинальной нагрузки в соответствии с формулой (7.4) имеем:

 

 

Поэтому виброизоляция обеспечивается только при частоте вибрации f>fо1,41 = 17,6 Гц. При изменении температуры окружающего воз­духа до – 45ºС жесткость амортизатора увеличится (Zo = 0,9 мм), и виброизоляция будет иметь место при f >23,5 Гц. Все перечислен­ные недостатки ограничивают область применения амортизатора типа АП.

Недостатки резины заставляют отказаться от ее использования и применять металлические пружины. Однако недостатком пружин явля­ется очень малое собственное затухание, что требует применения в пружинном амортизаторе специального демпфера.

В изображенном на рис. 7.6 амортизаторе типа АД упругим эле­ментом является спиральная пружина, сконструированная так, что при увеличении массы объекта входящие друг в друга витки пружины осажи­ваются на опорную пластину и вы­ключаются из работы. Это приводит к увеличению жесткости амортиза­тора, которую рассчитывают так, чтобы частота собственных колеба­ний менялась незначительно. Такие амортизаторы называют равно частотными. Применение их позволяет осуществлять амортизацию объек­тов различной массы при небольшом количестве типоразмеров амортизаторов. Пружина амортизатора заключена в резиновый баллон, име­ющий калиброванное отверстие, При деформации пружины воздух должен выходить через отверстие, за счет чего создается дополнительное за­тухание.

 

 

Рис. 7.6. Амортизатор типа АД

1 – футляр аппарата; 2 – ограничительная шайба; 3 – калиброванное отверстие;

4 – резиновый фланец; 5 – пружина амортизатора; 6 – резиновый баллон;

7 – корпус амортизатора; 8 – опорная пластина.

 

Амортизаторы типа АД, рассчи­танные на нагрузки от 0,25 до 15 кГ, выпускаются восьми типоразмеров, каж­дый из которых обладает равночастотностью при заданном диапазоне нагрузок. При этом частота собственных колебаний объекта лежит в пределах 7-9 Гц и виб­роизоляция начинается с частот 10-12 Гц.

При использовании амортизаторов на вы­сотных самолетах, где давление окружающего воздуха в несколько десятков раз меньше нормального, степень демпфирования резко ухудшается.

Один из недостатков амортизатора типа АД (зависимость степени демпфирования от свойств воздуха) устранен в аморти­заторах типа АФД (рис. 7.7) использованием демпфера с сухим тре­нием.

 

 

Рис. 7.7. Амортизатор типа АДФ.

 

В этом амортизаторе упругими элементами являются конические пружины 1 и 5, нижняя из которых имеет большую жесткость. Про­филь пружин рассчитан так, что амортизатор обладает равно частот­ностью. Диск 6 прижимается к корпусу распорной пружиной 7, благо­даря чему обеспечивается демпфирование колеблющейся системы за счет трения диска о корпус 4. Демпфирование при вибрации, дей­ствующей в горизонтальной плоскости, осуществляется за счет трения шайб 2 и 3 о диск 6. Для лучшего восприятия ударных нагрузок в нижней части амортизатора расположена упругая шайба 8, сплетенная из тонкой проволоки.

Благодаря значительному демпфированию частотная характеристи­ка амортизатора АФД не имеет резко выраженного резонанса: частота собственных колебаний в осевом направлении лежит в пределах 13–17 Гц. Характеристики амортизаторов типа АФД практически не меня­ются с изменением температуры окружающего воздуха от –60 до+ 150ºС и при изменении давления и влажности воздуха в любых пре­делах.

Амортизаторы с фрикционным демпфированием наиболее полно удовлетворяют требованиям, предъявляемым к виброзащите самолет­ной и других категорий аппаратуры.