Во многих областях современной техники очень часто приходится встречаться с колеба-тельным движением механического оборудования (вибрация технологического оборудова-ния, узлов и их отдельных элементов), которое при неблагоприятных обстоятельствах может привести к быстрому износу конструкций и даже к их разрушению.
Расчёт пищевого оборудования на виброустойчивость имеет исключительно важное значение при расчёте быстроходных машин и аппаратов (центрифуг, турбокомпрессоров, центробежных насосов, дробилок и пальцевых мельниц, сепараторов с мешалками и т. д.), а также машин, рабочие органы которых совершают колебание (в зерноперерабатывающей отрасли это камнеотборники, ситовеечные машины и т. п.). Кроме того, вибрация может по-являться со временем работы машины, в связи с ее износом, увеличением зазоров в подвиж-ных соединениях и ослаблением натягов в неподвижных. Такое увеличение вибрации со временем может служить показателем износа узлов машины и необходимости капитального ремонта.
Причинами вибрации пищевого оборудования и его элементов очень часто бывают зна-копеременные инерционные силы движущихся частей машин и аппаратов и, в частности, не-уравновешенные центробежные силы вращающихся деталей. Например, неуравновешенная масса mр 20 кг диска распылительной сушилки при угловой скорости
1000 рад / сек и эксцентриситет всего лишь е 1 мм создает неуравновешенную
| центробежную силу Р m | р | 2 | e 20 100020,001 20000 Н. | |
| ц |
Такая возмущающая сила, действуя в плоскости, перпендикулярной оси вращения, вы-зывает вибрацию и высокие динамические напряжения ротора и других элементов машины. Передаваясь фундаменту, вибрация ухудшает условия труда обслуживающего персонала, а также может стать причиной неудовлетворительной работы и аварий приборов и другого оборудования, находящихся в этом цехе и за его пределами.
Таким образом, снижение уровня вибраций оборудования до допустимых пределов яв-ляется важным фактором создания нормальных условий труда и повышения надежности и долговечности машин и аппаратов. Наиболее распространенными и эффективными метода-ми снижения вибрации являются виброизоляция и вибропоглощение.
Вибропоглощение (виброгашение) – снижение параметров вибрации воздействием на источник возникновения, уравновешивание колебаний.
Виброизоляция – снижение параметров вибрации на пути ее распространения, предот-вращение передачи колебаний от источника колебаний к другим элементам машины, строи-тельным конструкциям и человека.
К первым методам (виброгашение) относятся:
- методы, при которых используются кинематические и технологические схемы, при ко-торых динамические процессы, вызванные ударами, резкими ускорениями, были бы исклю-чены или предельно снижены;
- методы отстройки собственных частот агрегата и его отдельных узлов и деталей от час-тоты вынуждающей силы (наложение резонансных режимов работы). Резонансные режимы при работе технологического оборудования устраняют двумя путями: либо изменением ха-рактеристик системы (массы или частоты), либо установлением нового рабочего режима (от-стройка от резонансного значения угловой частоты вынуждающей силы). Второй метод осу-ществляют на стадии проектирования, т. к. в условиях эксплуатации режимы работы опреде-ляются условиями технологического процесса;
Расчёт и конструирование машин и аппаратов пищевых производств. Элементы теории и сборник задач Виброизоляция оборудования
- выбор рабочих режимов. Например, при увеличении частоты вращения рабочего коле-са турбины резко возрастает уровень виброскорости на опорах ее подшипникового узла;
- методы динамического виброгашения – присоединение к защищаемому объекту сис-тем, реакции которых уменьшают размах вибраций объекта в точках присоединения систем. Чаще всего динамическое виброгашение осуществляют путем установки агрегатов на мас-сивные фундаменты. Массу фундамента выбирают таким образом, чтобы амплитуда колеба-ний подошвы фундамента в любом случае не превышала 0,1 – 0,2 мм, а для особо ответст-венных сооружений – 0,005 мм. Для небольших объектов между основанием и агрегатом ус-танавливают массивную опорную плиту. В машиностроении наибольшее распространение получили динамические виброгасители, уменьшающие уровень вибрации за счет воздейст-вия на объект защиты реакций виброгасителя. Виброгаситель жестко крепится на вибри-рующем агрегате, поэтому в каждый момент времени в нем возбуждаются колебания нахо-дящиеся в противофазе с колебаниями агрегата;
- методы статистического и динамического уравновешивания. Причиной низкочастот-ных вибраций насосов, компрессоров, двигателей является неуравновешенность вращаю-щихся элементов. Действие неуравновешенных динамических сил усугубляется плохим кре-плением деталей, их износом в процессе эксплуатации. Устранение неуравновешенности вращающихся масс достигается балансировкой различными способами (противовесы, урав-новешивание рабочими органами работающих в противофазе и т. д.).
Ко второму методу (виброизоляция) относится применение различных виброизолирую-щих конструкций, которые размещаются между защищающим объектом и источником виб-раций. Виброизоляторы снижают вибрацию за счет деформации упругих элементов – амор-тизаторов, при этом они устраняют жесткую связь между источником вибрации и его осно-ванием при помощи элементов, выполненных в виде стальных пружин или упругих прокла-док (резины, пеноэласта и др.).
Так, применяя виброизолирую-щие амортизационные устройства,
| (рисунок 3.1) можно уменьшить | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| влияние вибрации машины на опор- | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| ную | конструкцию (фундамент). | |||||||||||||||||||||||||||||||||
| Уменьшение вибрации достигают ус- | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| тановкой между машиной и фунда- | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| ментом таких упругих амортизаторов, | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| которые | обеспечивают уменьшение | |||||||||||||||||||||||||||||||||
| динамической | возмущающей силы, | |||||||||||||||||||||||||||||||||
| передаваемой | от | неуравновешенной | ||||||||||||||||||||||||||||||||
| массы ротора машины на опорную | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| конструкцию. | 1 – агрегат с неуравновешенной массой ротора; | |||||||||||||||||||||||||||||||||
| В | качестве | упругого | элемента | 2 – упругие амортизаторы; 3 – электродвигатель; | ||||||||||||||||||||||||||||||
| могут | быть использованы | стальные | 4 – муфтовое соединение | |||||||||||||||||||||||||||||||
| пружины, резиновые изделия различ- | Рисунок 3.1 – Пример виброизоляции пищевого | |||||||||||||||||||||||||||||||||
| ной формы или изделия из других уп- | оборудования (цилиндрической мельницы), | |||||||||||||||||||||||||||||||||
| ругих материалов (рисунок 3.2). | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| молотковой дробилки | ||||||||||||||||||||||||||||||||||
| Для | снижения низкочастотной | |||||||||||||||||||||||||||||||||
вибрации до 16 Гц применяют стальные пружинные виброизоляторы, так как в силу малых внутренних потерь они способны пропускать колебания высоких частот.
Упругие виброизоляторы наиболее эффективны для машин и механизмов, число оборо-тов рабочих органов которых более 1800 об/мин. Эффективность упругих виброизоляторов определяется статическим прогибом под весом действующей на них нагрузки. Чем больше прогиб, тем выше виброизоляция. Применяя амортизаторы из резины, необходимо учиты-вать ее малую сжимаемость, обусловленную боковыми деформациями. В связи с этим рези-новые амортизаторы должны иметь форму, допускающую свободное растягивание резины в
| Расчёт и конструирование машин и аппаратов пищевых производств. Элементы теории и сборник задач | |||||
| Виброизоляция оборудования | |||||
| стороны, | например, | ||||
| форму | ребристых | ||||
| или дырчатых плит. | |||||
| Использование | |||||
| сплошного | резино- | ||||
| вого листа в качест- | |||||
| ве амортизатора ни- | |||||
| какого эффекта виб- | |||||
| роизоляции не даст. | |||||
| В этом случае изо- | |||||
| ляцию следует вы- | а – с пружинами; б, в – с резиновыми изделиями | ||||
| полнять в виде лен- | |||||
| ты, | ширина которой | Рисунок 3.2 – Упругие амортизаторы | |||
| не | должна | превы- | |||
| шать толщину более чем в 2... 3 раза, что позволит резине при ее осадке расширяться в сто- | |||||
| роны. | |||||
| Учитывая достоинства и недостатки пружинных и резиновых амортизаторов, широкое | |||||
| применение на практике нашли комбинированные пружинно-резиновые виброизоляторы. | |||||
| Пружина в комбинированных виброизоляторах обеспечивает их большую механическую | |||||
| прочность и осуществляет гашение низкочастотного спектра вибрации, а резиновая часть | |||||
| улучшает изоляцию вибрации в области высоких частот и снижает шум. | |||||
| Амортизаторы помещают непосредственно под корпусом изолируемой машины или под | |||||
| жестким ее основанием (станиной). При конструировании основания следует по возможно- | |||||
| сти сокращать расстояние между центром масс агрегата (машина + основание) и линией дей- | |||||
| ствия возмущающей силы, чтобы уменьшить амплитуду колебаний агрегата, установленного | |||||
| на амортизаторы. Коммуникации, соединяющие изолируемую машину с другим оборудова- | |||||
| нием, должны быть гибкими, а их жесткость значительно ниже жесткости виброизоляторов. | |||||
| Необходимо учитывать, что удаление виброизолирующего устройства от центра масс | |||||
| агрегата в вертикальном и горизонтальном направлениях увеличивает частоту его собствен- | |||||
| ных колебаний. Поэтому при конструировании виброизолирующего устройства необходимо | |||||
| стремиться к тому, чтобы точка, через которую проходит равнодействующая реакций всех | |||||
| упругих амортизаторов при одинаковой их деформации (центр тяжести), лежала на одной | |||||
| вертикали с центром масс агрегата. Расстояние между центром жесткости и центром масс | |||||
| должно быть наименьшим. | |||||
| Рассмотрим, как передается динамическая нагрузка на опорную конструкцию (фунда- | |||||
| мент) агрегата при выполнении указанных выше рекомендаций. Примем, что агрегат массой | |||||
| m имеет ротор массой mр, | вращающийся с угловой скоростью. Центр массы ротора | ||||
| смещен от оси вращения на эксцентриситет е. При вращении несбалансированного ротора | |||||
| развивается неуравновешенная центробежная сила: | |||||
| P m | р | 2 | e, | (3.1) | |
| ц |
которую можно представить в виде векторной суммы составляющих P1 и P2 (рису-
нок 3.3).
Наибольший интерес для изучения виброизоляции представляет вертикальная состав-ляющая P1, полностью воспринимаемая фундаментом агрегата,
| P 1 Pц sin t. | (3.2) |
Расчёт и конструирование машин и аппаратов пищевых производств. Элементы теории и сборник задач Виброизоляция оборудования
Если установить машину с не-сбалансированным ротором жестко на фундамент (рисунок 3.3, а), то очевидно, что в течение каждого оборота ротора машины фундамен-ту будет передаваться знакопере-менная сила с максимальным значе-нием Pц. Такая знакопеременная
нагрузка и является причиной неже-лательных колебаний фундамента и окружающих его других машин, ап-паратов, приборов и т. д. Причем, чем больше частота вращения рото-ра, тем больше величина динамиче-ской нагрузки, действующей на ос-нование машины и фундамент. Как видно из формулы (3.2), уменьшить силу Pц при требуемых режимах
работы машины (mр и) можно
А) б)
а – жесткое креплении агрегата к фундаменту;
б – при установке агрегата на упругие опоры (ЦМ – центр масс агрегата, ЦЖ – центр жесткости)
Рисунок 3.3 – Схема действия динамических нагрузок при работе неуравновешенного ротора
лишь уменьшением величины экс-центриситета. Но несмотря на все принимаемые меры по обеспечению балансировки ротора
в рабочих условиях (т. е. достижения максимального приближения центра массы ротора к оси его вращения), добиться, чтобы e 0, на практике невозможно. Выполняемая при по-мощи специального оборудования балансировка ротора на стадии его изготовления и сборки машины не всегда позволяет обеспечить в рабочих условиях необходимую величину дина-мического смещения центр вращения.
Другим, более выгодным способом снижения динамического усилия, передаваемого на фундамент является установка основания машины амортизаторов (рисунок 3.3, б)
Составим уравнение движения агрегата, установленного симметрично относительно 4-х пружинных опор с коэффициентом и находящегося под действием гармонической силы Pц sin t (рисунок3.3,б).
Пусть ±х – динамическая деформация пружин в их осевом направлении. При колебании в каждый момент времени t на агрегат с массой m будут действовать следующие динамиче-ские нагрузки: возмущающая сила Pц sin t; сила инерции – m x; сила упругости пру-
жин – k x (где k 4 k 0). Коэффициент упругости одной пружины
| k | G d 4 | , | (3.3) | |||
| 64 i R 3 | ||||||
где G – модуль сдвига материала пружины, Па; d – диаметр сечения витка, м; i – коли-чество витков, шт; R – средний радиус витка пружины, м.