Метод гармонического элемента в моделировании стационарных динамических процессов
Автор: Соболев В.и, Черниговская Т.Н.
Журнал: Вестник Восточно-Сибирского государственного университета технологий и управления @vestnik-esstu
Рубрика: Естественные науки
Статья в выпуске: 1 (28), 2010 года.
Бесплатный доступ
Рассматривается общая методика построения гармонических элементов в моделировании колебаний конструкций в виде системы балок и тонких пластин. Изложена последовательность формирования компо- нентов матриц динамических жесткостей, обеспечивающая исключение задачи дискретизации инерционных параметров.
Гармонический элемент, гармоническое сканирование связей, стационарное динами- ческое состояние
Короткий адрес: https://sciup.org/142142161
IDR: 142142161
Текст научной статьи Метод гармонического элемента в моделировании стационарных динамических процессов
Распространенность производств и технологических процессов, сопровождающихся высокой виброактивностью оборудования заставляет уделять повышенное внимание вопросам безопасности конструкций и рабочих мест. Особенно остро эти вопросы стоят на обогатительных и других производствах, специфика технологии которых требует размещения виброактивного оборудования на верхних этажах, что исключает возможность использования технологических фундаментов и приводит к непосредственной передаче динамических нагрузок на несущие конструкции перекрытий.
Перекрытия промышленных зданий представляет собой сложную, нерегулярную по расположению, геометрическим параметрам и узловым соединениям систему балок и плоских элементов - пластин. Виброактивность таких конструкций, наиболее интенсивно проявляется вертикальными составляющими колебаний, обусловленными режимами работы технологического оборудования. В примерах можно назвать горно-обогатительные производства, предприятия энергетики, угольной, деревоперерабатывающей промышленности, судовые транспортные системы и пр., где устанавливаются грохоты, вентиляторы, электродвигатели, электрогенераторы, компрессоры и другое виброактивное оборудование.
При оценке влияния виброактивного оборудования на состояние конструкций промышленных зданий и сооружений возникает необходимость моделирования процессов их динамического взаимодействия. Наиболее распространенные методы описания таких процессов основаны на дискретизации инерционных и жесткостных параметров элементов строительных конструкций (метод конечных элементов, метод граничных элементов, метод конечных разностей и т. д.).
Однако оценка погрешностей дискретизации динамических моделей с нерегулярными границами областей в большинстве случаев крайне затруднена. В этих условиях актуальны задачи построения дискретно-континуальных динамических моделей конструкций, подвер- женных гармоническим воздействиям. Такие модели не имеют погрешностей связанных с дискретизацией инерционных параметров.
Прямое формализованное описание динамики таких систем приводит к необходимости определения совместного решения совокупности уравнений в частных производных и обыкновенных дифференциальных уравнений. Трудность решения задачи в такой постановке усугубляется нерегулярностью границ областей и разнородностью граничных условий элементов конструкций.
Для расчета на стационарные гармонические воздействия конструкций, представленных совокупностью бесконечномерных балочных элементов, известен метод динамических податливостей, основанный на формировании уравнений динамического равновесия в соединительных узлах элементов по направлениям возможных перемещений узлов.
На основе развития методов динамической податливости разработаны дискретноконтинуальные модели, включающие бесконечномерные изгибаемые элементы (балки), материальные точки, твердые тела и пружины [2]. Создан программный комплекс, реализующий метод расчета систем, включающих произвольные комбинации таких элементов на стационарные гармонические воздействия [2].
Моделирование виброактивных систем, основанное на развитии метода динамической податливости позволяет использовать в качестве инерционных величин рассматриваемых систем как распределенные, так и сосредоточенные параметры. При этом сохраняются все свойства метода конечных элементов, позволяющего осуществлять решение при разнообразных граничных условиях и нерегулярности распределения физических и геометрических параметров. Сохранение свойств и некоторая аналогичность построения решений позволяет говорить о конечных элементах, но в отличие от классических вариантов специализированных для решения задач динамики и содержащих в качестве параметров частоту воздействия и распределенную массу. С учетом указанных особенностей такие элементы названы гармоническими элементами (ГЭ) . Осуществимая при этом узловая сшивка решений уравнений динамического состояния конечных элементов, полученных в виде амплитуд гармонических реакций в налагаемых связях, допускает аналитическое (функциональное) представление колебательных форм. Последнее обстоятельство значительно упрощает процедуры анализа и обобщения результатов решения и позволяет осуществлять нетрадиционные способы виброизоляции, основанные на формировании колебательных форм с заранее заданными свойствами. Метод, использующий свойства колебательных узлов в вынужденных формах колебаний упруго изгибаемых элементов, проиллюстрирован [2] на примере разработки системы виброизоляции промышленных грохотов, расположенных на деформируемых основаниях, - конструкциях.
С целью определения функций колебательных форм и построения матрицы динамических жесткостей рассмотрим вынужденные изгибные моногармонические колебания с частотой to балки с равномерно распределенной погонной массой р , длиной a, изгибной жесткостью EJ , при загружении ее постоянной продольной силой N . Для определенности рассмотрим расчетную схему с узловыми закреплениями, обеспеченными линейными и узловыми связями с номерами 1,2,3 (рис.1, в ).
Колебания балки осуществляется под воздействием сосредоточенных гармонических сил и моментов, приложенных в некоторых точках (узлах) балки. При отсутствии межузлового динамического воздействия уравнение динамического равновесия элементарного участка балки в пролёте между узлами описывается уравнением (1).
p V xx + EJV xxxx - NV xx = 0. (1)
При заданной частоте внешнего воздействия to колебательные формы балки однозначно определяются вектором амплитуд узловых гармонических перемещений
Y = (Y (°)- Y.lx =0- Y (1 )• U=a - (2) в котором компоненты расположены по порядку нумерации соответствующих связей. Вектор Y sin го определяет краевые условия для уравнения (1). Представим решение уравнения колебания балки в разложении по вынужденным колебательным формам от единичных гармонических перемещений (с единичными амплитудами) связей, обеспечивающих закрепления узлов. Единичное гармоническое перемещение каждой связи с номером i по своему направлению вызывает реакции во всех наложенных связях. Упорядоченные по номерам связей значения этих реакций образуют некоторый вектор Ri амплитуд гармониче ских реакций в связях. Поочерёдное гармоническое перемещение связей формирует матрицу динамических реакций R = {R1, R2, R3}.
Положительным считается реактивный момент. направленный по часовой стрелке и сила. действующая в положительном направлении оси Y (рис.2).
Расчетная схема рассматриваемого примера содержит три связи. В общем случае, количество связей задачи плоских изгибных колебаний может быть равным от двух до четырех.
Для определения коэффициентов матрицы R и функции амплитуд Y ( x ) вынужденных колебаний балки подставим искомое решение вида V ( x ) = Y ( x ) sin( ro t )
Y






Рис. 1. Расчетные схемы балок с различными вариантами закреплений,1,2,3,4 – номера связей в уравнении (1).
Сократив полученное уравнение на sin( ro t ), получаем обыкновенное дифференциальное
уравнение:
( IV ) ( x ) - NY ( )( x ) - Y ( x ) ^-^ = EJ EJ
Характеристическое уравнение для (3) имеет вид :
Ц
N 2 го 2 р
— ц--
EJ EJ
= 0.

Рис . 2 Правило знаков реакций в связях
Определив
N N 2 го 2 р
-------±--1--
2 EJ 4EEJ )2 EJ ’ имеем
^i = q, где
^ 2 = - q ,
ц 3 — is , и 4 — - is ,
q =^ |
N + 2 EJ } |
N2 to 2 p 4 ( EJ ) 2 ' EJ |
s —
N
\ 2 EJ
N
N 4 ( EJ ) 2
to2 p
EJ
Общее решение Y(x) уравнения (3) может быть представлено в виде линейной ком- бинации
Y ( x ) = H (x ) C
четырех линейно независимых частных решений, образующих базисную вектор функцию H (x) = (eqx, e - qx ,sin( sx ),cos( sx)), где C является вектором коэффициентов линейной комбинации (4)
Краевые условия для решения уравнения (3) могут быть заданы в виде вектора (2) амплитуд перемещений по направлениям связей.
Для заданной схемы Yxx| x = a = 0. При определении Y ( x ) коэффициенты линейных комбинаций фундаментального решения определяются в виде матрицы C путем поочередного задания единичных амплитуд перемещений по направлениям связей.
Векторы амплитуд единичных перемещений, упорядоченные по номерам связей образуют матрицу L. Матрицы C и L имеют вид:
(с c ii |
c 12 |
c 13 1 |
f 1 |
0 |
0 1 |
||
C — |
c 21 |
c 22 |
c 23 |
L — |
0 |
1 |
0 |
c 31 |
c 32 |
c 33 |
' |
0 |
0 |
1 |
|
< c 41 |
c 42 |
c 43 у |
I 0 |
0 |
0 J |
||
Элементы матрицы C определяются из решения систем уравнений: |
AC — L, где A - матрица, образованная из базисной вектор функции H(x) следующим образом:
f H(0) J
H x ( x )l -x = 0 H(l ) ( H,(x )L„J xx x a
Матрица амплитуд реакций в связях при попеременных единичных гармонических перемещениях связей в порядке их нумерации (матрица гармонических реакций) определяется в виде.
R = — EJC T H , где H = ( H^ ( x ) | x = 0, H Xx ( x ) | x = 0 , HL ( x ) | x = a ) .
Вектор столбец Y амплитуд узловых перемещений, соответствующий вектору F амплитуд гармонических воздействий по направлениям связей с частотой ю определяется из решения системы уравнений
RY = F, или — EjA1 L) H=F.
Функция амплитуд перемещений оси балки (функция формы вынужденных колебаний) при заданной узловой форме F силового гармонического воздействия имеет вид
Y(x)=YT CT HT(x).
Наряду с балками в строительных конструкциях используются также плоские изгибаемые элементы (чаще всего в виде межэтажных перекрытий или рабочих площадок). Соответственно, представляет интерес включение в математические модели бесконечномерных изгибаемых гармонических элементов в виде тонких пластин. Такие элементы, так же как и балочные ГаЭ, обладая свойствами гибкой аппроксимации сложных границ областей и разнородных граничных условий, могли бы включаться в ранее разработанные дискретноконтинуальные модели ( ДКМ ). В отличие от балочного элемента в этом случае для большинства вариантов граничных условий не представляется возможным получить точные аналитические выражения решений.
Для этих целей приходиться использовать приёмы аппроксимации, схожие с конечноэлементными. Однако в отличие от классических конечноэлементных моделей при таком подходе удается избежать процедур дискретизации инерционных параметров пластины.
Покажем, что принцип динамической податливости в сочетании с методом гармонического сканирования связей, используемый для построения балочного гармонического элемента, может быть успешно применен и в этом случае.
Рассмотрим вынужденные изгибные колебания тонкой пластины. Дифференциальное уравнение поперечных колебаний пластины имеет вид:
д 4W _ д 4 W д 4 W mh д 2 W А
—г + 2—-—х + —г +--у = 0, дx4 дx2cy2 ду4 D дt2
Так же как и в балочном элементе рассмотрим так называемые стоячие волны, получаемые при условии разделения переменных времени и пространства. Для этого представим функцию W ( x , у , t ) в виде:
W ( x , у , t ) = sin( tot ) g ( x , у ) .
Получаем
D ■ / л/д4 g д4 g д 4 g 2 .
— sin(tot)(—T + 2 2. 2 + ^4) = gto Sin(tot)• mh дx дx ду ду
При sin( tot ) * 0
d 4s d4s d4s ,
D(Y-g + 2 д g x + Y-g.) = to2 mhg.
д x4 д x 2 д у 2 д у4
Исключая параметр времени переходим к решению задачи стационарных колебаний, позволяющей пользоваться параметрами пространства в виде амплитуд перемещений и динамических реакций в связях. Прямое использование классических приемов конечноэле- ментного построения оказывается невозможным в силу того, что полученное уравнение (5) имеет в правой части неизвестную функцию to2mhg(x, у), выражающую распреде ленную инерционную нагрузку при достижении точек поверхности пластины амплитудных значений, тогда как при построении конечных элементов (КЭ) она известна и выражена зависимостью q(x, у), определяющей заданную поверхностную распределенную нагрузку. Уравнение деформированного состояния элементарного участка пластины в этом случае имеет вид:
д4 W 2 д4 W д4 W) = дx4 дx2 ду2 ду4 ^

Рис . 3 Расчетная схема прямоугольного гармонического элемента
Для построения ГаЭ прямоугольной пластины рассмотрим достаточно распространенный в практике конечноэлементных разработок вариант четырехузлового элемента с узлами, расположенными в вершинах углов некоторой конечной прямоугольной области тонкой пластины. Используем принцип сканирования связей. Для этого наложим на возможные перемещения узлов связи, обеспечивающие кинематическую узловую неподвижность изгибаемого пластинчатого элемента (рис. 3).
В каждом узле необходимы три связи; одна линейная - по направлению оси Z и две угловых - в плоскостях ZoX и ZoY . Таким образом, степень кинематической подвижности элемента, которая определяет размерность параметрического пространства функции, интерполирующей поверхность перемещений g ( x , у ) , равна двенадцати.
Для построения гармонического элемента тонких прямоугольных пластин с жестким закреплением сформируем интерполирующие полиномы для базиса граничных условий, определенного возможными вариантами поочередных единичных перемещений узловых связей.
Для варианта возбуждения первой связи имеем:
gx у) «Д ( x у) • A, (6)
2 2 3 2 2 3 3 2
где Л ( x , у ) = (1, x , у , x , xy , у , x , x у , xy , у , x у, xy ) ,
A = (a 1 , a 2 , a 3, a 4, a 5, a 6, a 7 , a 8 , a 9 , a 10, a^, a 1 2) .
(Индекс вектора коэффициентов определяется номером перемещаемой связи.)
Перемещая первую связь на единичную величину и фиксируя все остальные в нулевом положе -нии, определяем элементы вектора A 1 путем решения системы уравнений:
V • A 1 = (1, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0, 0,0)1 , (7)
где V - матрица узловых условий поля перемещений.
Вычисляя значения |
функции |
Д ( x . у ) и |
её производных |
в узловых |
точках |
имеем развернутую |
||
запись матрицы V : Г 1 |
0 |
0 |
00 |
000 |
0 |
0 |
0 |
0 " |
0 |
- 1 |
0 |
00 |
000 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
- 1 |
00 |
000 |
0 |
0 |
0 |
0 |
1 |
0 с |
00 |
с 2 0 0 |
0 |
с 3 |
0 |
0 |
|
0 |
- 1 |
0 |
0 - с |
000 |
- с 2 |
0 |
0 |
- с 3 |
0 |
0 |
- 1 |
00 |
- 2 с 0 0 |
0 |
- 3 с 2 |
0 |
0 |
V= 1 |
bc |
b 2 bc |
c 2 b 3 b 2 c |
bc 2 |
c 3 |
b 3 c |
bc 3 |
|
0 |
- 1 |
0 |
- 2 b - c |
0 - 3 b 2 - 2 bc |
2 - c |
0 |
- 3 b 2 c |
- c 3 |
0 |
0 |
- 1 |
0 - b |
- 2 c 0 - b2 |
- 2 bc - 3 c 2 |
- b 3 |
- 3 bc 2 |
|
1 |
b |
0 |
b 2 0 |
0 b 3 0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
- 1 |
0 |
- 2 b 0 |
0 - 3 b 2 0 |
0 |
0 |
0 |
0 |
_ 0 |
0 |
- 1 |
0 - b |
0 0 - b 2 |
0 |
0 |
- b 3 |
0 _ |
Выполняя операцию обращения матрицы V имеем матрицу, столбцы которой являются коэффициентами полиномов g(x, y) интерполирующих функции перемещений поверхности пласти- ны при соответствующих вариантах задания граничных условий (вариантах перемещения узловых связей).
Например, при перемещении первой связи вектор коэффициентов полинома имеет вид:
A 1
1 0 0 - 3 - 1 - 3 2 3 3 2
1 0 0 b2 bc c2 b3 b2c bc2 c3
- 2 -
1 T
.
b 3 c bc 3
Соответствующий интерполирующий полином представлен в виде:
^=1+ 3 A=1XV. 3 v2+2- 3+ A A+3- Л 2^2 2+- 3v-^x 3 g(x,y) 1 ' x ' xy ' y ' xx ' x y +' xx +' xy ' x y +' xy b2 bc c2 b3 b2c bc2 c3 b3c bc3
Имея равенство (8) можем для сформированных граничных условий определить аналитические выражения реакций в узловых связях.
{% } =(% x X y X xy ) T .
Скомпонуем для этого вектор деформаций изгиба пластины в виде:
где d 2 g . в 2 g . у - 2 d g — величины кривизны изгиба и скручивания пласти-
X x = "1X2 х У X xy" 'у г "
ны.
Для определения вектора моментов { м } = ( M x м МХУ используем равенство:
{ M } = G { х } . (9)
где для изотропного материала пластины
G = D • ц
ц
1 - ц
μ - коэффициент Пуассона, Eh 3
Г 21 12 1 1 - ц 2 I
Выполняя преобразование имеем выражение компонент вектора
{ M } через элементы
вектора A 1 , - то есть через параметры интерполирующей функции.
Для определения реакций в связях воспользуемся условиями равновесия элементарного участка пластины:
дм дMxy x +—3-2-- Q дx дy x
= 0
M + d My 5 x 8 y
—
Qy = 0
Подстановка найденных выражений компонент вектора
{ M } в (10) и (11) позволяет оп
ределить величины перерезывающих сил Qx , Q y .
Условие равновесия выполняется на расчетной области почти всюду за исключением узловых точек, в которых величины Qx, Qy имеют разрыв в силу того, что в этих точках возникают реакции в линейных связях.
Для узловых точек справедливы условия равновесия в виде: Q x + Q y + ъ = о ,
Величины линейных реакций r1 1, r4 1, r7 1, r10 1 определяются из равенств (11) при подстановке соответствующих координат узловых точек.
Выражения реакций в угловых связях определяются аналогичным образом из условий равнове- сия моментов в узловых точках.
M + M + r ., = 0 , x xy Xi ,1
M + M + r ., = 0 . (14)
y xy yi ,1
То есть из (13) находим величину реакций в угловых связях 2,5,7,11 в плоскости ZoX , а из (14) -в связях 3,6,9,12 плоскости ZoY . Полученные величины rn формируют первый столбец матрицы
R единичных реакций, определенных при помощи параметров вектора А, выраженных в свою очередь через: геометрические параметры h, b, с; механические параметры m, E, ц пласти ны; и частоту воздействия to.
Сформированные компоненты матрицы R не учитывают влияния распределенной инерционной нагрузки to2mhg(x, y), расположенной в правой части уравнения (5). Для ее учета воспользуемся теоремой о взаимности работ, согласно которой работа по преодолению внешних сил при перемещении связи равна работе, совершенной поверхностной нагрузкой при прогибах пластины.
Исходя из этого, при перемещении связи с номером i имеем:
rm 1 = Ц to 2 mhg2(x, y) 2 0 0 2
Таким образом, окончательно диагональный элемент формируется в виде суммы r" = ri + rm . (16)
Формирование второго столбца матрицы R осуществляется аналогично при единичном перемещении второй связи. Система уравнений (7) при этом имеет вид:
V- А 2 = (0,1,0,0,0,0,0,0,0,0,0,0) T .
Выполнение операций (7) - (15) с последовательной подстановкой столбцов матрицы A в выражение (6) формирует матрицу динамических жесткостей (амплитуд единичных динамических реакций) R , что позволяет аппроксимировать амплитудные состояния стационарных колебаний изгиба посредством узловых соотношений вида:
R - U = F , где U - вектор амплитуд обобщенных узловых перемещений, а F - вектор амплитуд узловых сил.
Таким образом, предложенный алгоритм реализации гармонического элемента обеспечивает устранение процедур дискретизации инерционных параметров пластины и связанных с ними погрешностей расчета. В алгоритме существование погрешностей обусловлено лишь наличием процедур аппроксимации жесткостных свойств пластины также неизбежных в дискретных методах. Параметры модели остаются распределенными, а исходное уравнение в частных производных не заменяется системой обыкновенных дифференциальных уравнений динамики, описывающих колебания материальных точек дискретизированных в узлах ансамбля элементов.
Моделирование стационарных колебательных процессов в системах, включающих балки и тонкие пластины, осуществляется на основе использования элементов с распределенным характером инерционных параметров.