увеличения
податливости из многих отдельных стержневых систем; две крайние накладки,
дополняющие систему до резонансного размера. Такая схема позволила
увеличить эффективность преобразователя (к. п. д. возрос до 90—94%)
за счет улучшения согласования с нагрузкой и уменьшить его габариты в
2—2,5 раза по сравнению со сплошными преобразователями, работающими
на той же резонансной частоте.
Еще одним
направлением повышения эффективности резонансного пакетного
преобразователя является совмещение в одной стержневой системе функций
пакетного преобразователя и трансформатора упругих колебаний с
распределенными постоянными [170]. В этом случае средний вкладыш
выполняется в виде пластины с пересекающимися цилиндрическими
сквозными каналами, оси которых расположены в среднем сечении пластины.
Узкая часть ступенчатого трансформатора выполнена в виде стержня
(того же диаметра, что и широкая часть трансформатора), в котором
многочисленные отверстия, просверленные параллельно оси
преобразователя, образуют в целом сотовую конструкцию. Поршневое
возбуждение тонкой излучающей пластины, соединенной со стержнем,
сочетается с высокой изгибной жесткостью последнего (т. с. отсутствует
опасность возбуждения в колебательной системе вредных типов
колебаний).
Изготовление
пьезопластин диаметром более 50—70 мм затруднительно, так как по ряду технологических причин
невозможно обеспечить необходимые прочностные характеристики пластин и
однородность по свойствам. Поэтому максимальная мощность существующих
пьезокерамических преобразователей исходя из оптимальной удельной
интенсивности излучения не превышает 250— 300 Вт. Поэтому наиболее рационально
применять пьезокерамиче-ские преобразователи в акустических головках
маломощных сварочных машин и пистолетов.
ТРАНСФОРМАТОРЫ УПРУГИХ КОЛЕБАНИЙ И
ВОЛНОВОДЫ
Расчетные формулы для
определения геометрических размеров элементов колебательной системы
ультразвуковых сварочных машин выводятся из решения дифференциального
уравнения распространения продольных волн в стержнях переменного
сечения. Наибольшее значение амплитуды смещения соответствует
резонансному режиму работы колебательной системы, когда частота свободных
колебаний равна частоте вынужденных колебаний. Поэтому решение
заключается в нахождении частотного уравнения, связывающего
геометрические размеры стержня и физические характеристики материала,
из которого он изготовлен, с частотой свободных
колебаний.
Продольные
колебания
стержня
переменного
сечения
Для количественного описания
процесса продольных колебаний стержней переменного сечения принимают ряд
допущений, позволяющих значительно упростить вывод расчетных зависимостей
fil, 172—174].
Так, принимают, что продольная деформация не сопровождается поперечным
движением элементов
