Файл: Теория и практика балансировочной техники..pdf

Скачать файл (30,49Мб)

Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 09.04.2024

Просмотров: 259

Скачиваний: 5

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Для вывода зависимости перемещения 6і от упруго-массовых характеристик системы ротор — опоры и остаточного дисбалан

са	ротора		ех	представим последний в виде двухмассовой систе
мы	(рис.		1),	обозначив
		l\,	di,	J І — длины, диаметры, моменты инерции вала (і =
					= 1,2, 3);
ти	tn2,	Jia,		J2з — приведенные		массы	и экваториальные				момен
					ты инерции дисков;
		ех	и	е2 — остаточные конструктивно-технологические дис
					балансы.						Р\ =
	Упругие			перемещения 6ь б2 вала				от действия		сил	Р\ =
— тха2(Ьх			+	е{),	Рз = т3 со2 (бз + ез)		и	гироскопических			момен
тов МГ\		=	(»2 /ізфі, Мгз =со2 /з э фз масс				тх	и т3 на	основе принци
па наложения запишем следующим образом:
				6 1	= аиР\ + аІЗРз	+ ацМп		+ а1 3 М/-3 ;	\|
				62 = а3 1 Я, + а33Р3		+ а 3 1 М г 1		-4- а33МГз • і
	Коэффициент				влияния упругой системы ащ, (—)					и а «	\| — )
								\дан/			\дан/

вычислим обычными способами. Приближенно можно принять линии изогнутой оси консолей вала прямыми и положить углы поворота сечений равными:

Фі	_ 8і + «і .	_ _ S 2	+ g3	(4)
Фі	; — .	Ф2 •		(4)

Выполняя необходимые преобразования, получим

k2	+	kte3)(0*
V ) +k3e3 + —r-(k2el
« 5		СО2.	(5)

здесь

kx	аххтх	+	а
h	аъхтх	+	а3 і
k3	= а13т1	+	а, •J Зэ>	(6)
&4	= а33т3	+
h	1 — ^ а 3 1 т , + •			J г» со2

Подставляя выражения (5) в формулу (2), можно получить зависимость перемещения контрольной точки корпуса от пара-

метров системы. Выбрав величину допустимой амплитуды 62 для точки а, выразим значение допустимого остаточного дисбаланса ротора в виде функции

	в, = Д(о, б2 > с,		М).	(7)
Допустимый дисбаланс		ротора
		тн<орЄі.		(8)
Д л я конкретной машины формула			допустимого дисбаланса
имеет следующий	вид:
ех < - і ? - ( 1 1	' 5 6 ' l 0 , ~	l) V{c—0,01	Ш я 2 ) 2 + (0,105ап)2 б2 ;	(9)
ГПХП? \	П2	J

здесь вместо угловой скорости вала со ввели число оборотов п.

Для сепаратора		диаметром 3,5	м приведенная	жесткость	С	=
=	13500 дан/см,	а коэффициент	сопротивления	колебаниям	а	=
=	12,5 дан • сек/см.

[etJ

Рис. 3. Расчетные графики допускаемого дисбаланса

Учитывая возможные погрешности схематизации системы и погрешности расчета, определим значения е\ для условий: Ш\ —

=	1,5-7-1,8 кг; М = 12-М5	дан-сек2/см;		С = 13	17•	103	дан/см;
а =	12 -т- 14 дан • сек/см;	п = 100	н- 400	об/мин;	62 =	0,1	— 1	мм
и построим графики Єї (рис. 3).			Для	упругой	системы			(см.
рис. 1) было составлено частотное уравнение и с помощью								его,

а также по формуле Донкерлея были вычислены значения кри тических скоростей вращения (см. таблицу).

Из графиков (рис. 3) видно, что жесткость допуска на не уравновешенность увеличивается с приближением к зоне крити ческих скоростей для данной машины. Это указывает на то, что в вопросе уравновешивания имеет значение не только сама опе рация балансировки, но и соотношение рабочих скоростей маши-

		Критические скорости			вращения в	рад/сек
О б о з н а ч е н и е	критических	д л я упругих		о п о р	длч жестких		опор
скоростей	вращения					по	ф о р м у л е
	и з	у р а в н е	по	ф о р м у л е	и з уравнения	по	ф о р м у л е
	ния	частот	Д о н к е р л е я		частот	Д о н к е р л е я

СО,	5,414	5,65	34,3	36,6
ш „	56,35	61,3	86,6	90,3

ны с критическими скоростями вала ротора. Важно, чтобы зона рабочих скоростей была достаточно удалена от критических ре жимов.

Полученные аналитические зависимости были подвергнуты экспериментальной проверке. Для замера вибраций были вы браны три точки: две на крышке и одна у основания корпуса.

100	1U0	180	220	260	300 п Об/мин
	Рис. 4. Опытные графики зависимости 82 =				f(n, Pg,...)

Испытания включали осциллографирование вибраций на режи мах п = 50 -г- 340 об/мин и п = 100 -г- 320 об/мин. Данные обра ботки этих испытаний частично приведены на рис. 4. Сравнение расчетных значений (рис. 3) и опытных (рис. 4) показывает до статочно хорошее совпадение зон резонанса. Расчет по уравне нию (9) дает два значения критических скоростей вращения се

паратора диаметром 3,5 м: п\			= 340 об/мин	для вала	на жест
ких опорах и п*п = 305 об/мин			для вала на упругих опорах.
ЛИТЕРАТУРА
1.	Колесник	Н. В. Устранение вибраций машин. М., Машгиз,			1960.
2.	Д ж . П.	Ден-Гартог. Механические колебания		ГИФИЛ . М.,	1960.

Я. И. КОРИТЫССКИЙ, Г. 3. ШНАЙДЕР

ВЛИЯНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТИ НАСАДОК ЭЛЕКТРОВЕРЕТЕН НА ИХ ВИБРАЦИЮ

ИВЫБОР ДОПУСТИМЫХ ДИСБАЛАНСОВ

Впромышленности по производству химических волокон ши рокое применение находят различные типы электроверетен, яв ляющихся одними из наиболее массовых и ответственных узлов прядильных и крутильных машин.

Ввиду особенностей технологического процесса применяемые на электроверетенах насадки и паковки имеют неуравновешен

ность. Поэтому на практике			в ряде	случаев наблюдаются		коле
бания шпинделей.
В таблице приведены динамические параметры основных ти
пов электроверетен, работающих в промышленности.
	Скорость в р а щ е н и я		Р а з м а х	колебаний	Остаточная неурав
	в об/мин		в мм		новешенность	к р у ж е к
	в об/мин		в мм		и н а с а д о к в	гсм
					и н а с а д о к в	гсм
Тип
электровере			на
тена			на
тена	критиче	рабо	критиче	на рабочей	поГОСТу
	ская	чая	ской	скорости	12.327—66
			скорости
э в - з	700—800	9000	0 , 6 - 0 , 8	0,15—0,30	0,4
ЭВН-2	2100—2500	8000	0 , 5 - 1 , 0	0,15—0,2	0,4
ЭВА-1	1800—20Э0	8300	1,5 - 2,5	0,1 - 0,1 5	0,4

Динамические силы, вызванные дисбалансами кружек и на садок электроверетен, приводят к износу подшипников, а также

вызывают		повышение	вибрации	всей прядильной		машины
в	целом.
	Широкое применение		электродвигателей		с гибким	ротором4
в	качестве	электроверетен вызвало		необходимость проведения
теоретических и экспериментальных				работ	в области	определе

ния допустимых остаточных дисбалансов насадок и прядильных кружек.

Анализ приведенных в таблице величин также подтверждает необходимость выработки норм на остаточную динамическую неуравновешенность электродвигателей с гибкими роторами.

Величина допустимой остаточной неуравновешенности долж на быть такой, чтобы обеспечить: заданное предельное значение амплитуды как при прохождении критической скорости, так и

на рабочих режимах; нагрузку на опоры в таких пределах, при которых электроверетено было бы достаточно долговечно.

Указанная работа ведется в течение ряда лет Винницким электротехническим заводом совместно с ВНИИЛТЕКМАШем и МТИ и включает как теоретические, так и экспериментальные исследования динамики электроверетен и разработку методов их расчета. Одним из важных этапов этой работы является раз работка норм остаточной неуравновешенности.

Аналитические зависимости теории гибкого вала [5] и полу жесткого шпинделя [1] могут быть применены для исследования динамики электроверетен.

Применяемые в промышленности конструкции электровере тен могут быть представлены в виде единой динамической моде ли (рис. 1, а — в), которая охватывает широкий класс динами ческих задач. Как частные случаи, из нее могут быть получены

более простые расчетные схемы,	например,	описанные ранее
в работах [1 и 2}.
Модель состоит из массивного	корпуса /	с запрессованным

в него статором 2, ротора 3 и гибкого шпинделя 4, несущего на, себе прядильную кружку 5. Корпус установлен на резиновых амортизаторах 6.

Примем за неподвижные оси координат оси т], £, £ с началом в центре симметрии недеформированных амортизаторов в точке Е. Ось I направлена вдоль оси симметрии корпуса, сов падающей с осью подшипников и шпинделя, когда он недеформирован.

Будем	считать, что смещение корпуса,	ротора и насадки
вдоль оси	g отсутствует, что соответствует	действительности.

Положение корпуса будем характеризовать обобщенными ко

ординатами	т)к и £к его центра тяжести		К и углами поворота от
носительно	осей ц и £ — 0 и	углами	между проекциями оси
симметрии корпуса на плоскости т]£ и £\|			и осью £.

Таким образом, корпус обладает четырьмя степенями свобо ды. Положение ротора будем характеризовать координатами его

центра тяжести Р, т. е. <цр,	£ р	теми же углами 0 и г\|5(т)р и £ р		не
являются независимыми,	так	как определяются	координатами
т]к и £к и углами 0 и т\|з).
Динамическую неуравновешенность насадки будем характе
ризовать, как обычно, эксцентриситетом е массы			насадка,	уг

лом б наклона		главной центральной оси к оси вращения и углом
є между	вектором статического дисбаланса и		вектором	пары
сил. При	этом	величины е и б предполагаются	малыми.

Для задания положения насадка проведем через его центр тяжести С, смещенный от его геометрической оси симметрии на величину эксцентриситета е, плоскость, перпендикулярную к од ной из главных центральных осей z, которая в общем случае наклонена к оси Z\ под углом б.

Точку пересечения этой плоскости с осью Z\ обозначим О. Сечение насадка указанной плоскостью будет представлять со бой эллипс, мало отличающийся от окружности. Примем эту окружность за тот условный диск с весом и моментами инерции, соответствующими насадку, колебания которого мы будем изу чать. Будем считать, что ниже и выше этого диска имеются жесткие участки шпинделя. Такая система полностью динамиче ски эквивалентна нашему насадку. Проведем через точку С ось z[ параллельно оси z\. Угол между осями г и г , ' будет б. Про ведем через ось г (точку С) плоскость, параллельную оси Z\ (плоскость zCz[, содержащую угол б), и обозначим диаметр, по которому она пересекает диск, через у, а ось, перпендикулярную ей,— через х; угол между осью х и направлением ОС обозна чим через є. Положение диска насадка может быть полностью определено шестью координатами двумя способами. Во-первых, координатами центра тяжести -Пс, £с, Ее и углами Резаля: двумя углами а и р , характеризующими положение главной централь ной оси 2 , и углом ср между направлением эксцентриситета — осью Е и линией узлов N. Во-вторых, координатами точки О оси изогнутого шпинделя г], £, І и тремя углами Резаля «і, Рь ха рактеризующими направление касательной к изогнутой оси шпинделя в точке О или, что то же, в точке Я, и углом <рі между линией узлов Ni и направлением Е\. При малых деформациях шпинделя величины т|, "Пс, £ , £с» «, ai, р, pi будут также малыми. Отсюда следует, что величины