ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 03.07.2024
Просмотров: 94
Скачиваний: 0
Внутренние стенки кожуха должны быть облицованы звуконоглотителем.
Уровни колебательной скорости стола с вибраторами на под шипниках скольжения во всем диапазоне частот также лежат
ниже, чем с подшипниками |
качения (на средних и высоких час |
|||||||
тотах на 15—20 дБ). |
По субъективному ощущению |
вибростол |
||||||
|
|
|
с подшипниками сколь |
|||||
5 |
4 |
Є |
жения работает значи |
|||||
тельно мягче. Еще боль |
||||||||
|
|
|
||||||
|
|
|
шее снижение |
шума в |
||||
|
|
|
результате |
применения |
||||
|
|
|
подшипников |
скольже |
||||
|
|
|
ния |
можно |
|
получить |
||
|
|
|
для |
конструкций |
без |
|||
|
|
|
синхронизатора(напри |
|||||
|
|
|
мер, |
на виброплощад |
||||
|
|
|
ках с круговыми |
коле |
||||
|
|
|
баниями). Вибрации на |
|||||
|
|
|
вибраторе с подшипни |
|||||
|
|
|
ками скольжения в этом |
|||||
|
|
|
случае ниже, чем |
с под |
||||
|
|
|
шипниками |
качения, на |
||||
|
|
|
средних и высоких час |
|||||
|
|
|
тотах |
на 30 дБ. |
|
|||
Применение упругой связи между вибрато ром и подвижной ра мой. Чтобы снизить ве личину вибраций сред них и высоких частот на подвижной раме и форме без изменения конструкции подшип ника, необходимо, вопервых, увеличить жест
кость элементов металлических конструкций так, чтобы первая соб ственная частота изгибных колебаний этих элементов — в основ ном тонких металлических листов — была бы вне диапазона наи более интенсивных составляющих колебаний вибраторов, и, вовторых, снизить передачу колебаний этих частот к подвижной раме и форме от вибратора. Одним из методов уменьшения ко эффициента передачи по конструкции является устройство упру гой связи в виде резиновых амортизаторов. Упругая связь вы полняет роль механического фильтра, который, не снижая амп литуду колебаний на частоте вибрирования бетона, подавляет колебания более высоких частот.
Известны опытные конструкции шарикоподшипников с вибродемпфирующими прокладками во внутренних и наружных
кольцах, благодаря которым снижаются шум и вибрации, в осо бенности в области высоких частот. Уменьшение грузоподъемно сти и долговечности делает такую конструкцию подшипников неприемлемой для подшипниковых узлов вибраторов.
При устройстве упругой связи виброплощадка превращается в машину, где амплитуда колебаний на частоте вибрирования мо жет изменяться вследствие как статического момента дебалансов, так и жесткости упругой связи. Упругая связь выполняет двоякую функцию. С одной стороны, она определяет режим ра
боты вибратора |
и формы |
с бетоном, а с другой,— является виб |
|||||
роизолирующим |
элементом. |
|
|
|
|
||
Конструктивное |
исполнение |
лабораторной |
виброплощадки |
||||
435А с упругой |
связью |
показано на рис. 72. |
Пластины 4 я б |
||||
соединены с подвижной |
рамой |
виброплощадкн |
1, |
а |
пластина |
||
5 — с вибратором |
3. В качестве |
упругого элемента |
7 |
использо |
|||
ваны резиновые амортизаторы 50X50X3 см из листовой тепло
стойкой |
резины (смесь 3311) с динамическим модулем упруго |
сти Е = |
28 кгс/см2. |
В простейшем случае для частот, лежащих вблизи частоты вибрирования, виброплощадку подобной конструкции можно рассматривать как колебательную систему с двумя степенями свободы без учета потерь в упругой связи [50]. Такая система имеет два резонанса, где амплитуды колебаний обеих масс име ют наибольшие значения, и один антирезонанс, при котором ко лебания массы, к которой приложена действующая сила, стано вятся в системе без потерь равными нулю. В виброплощадках жесткость опорных пружин примерно на два порядка ниже, чем жесткость амортизаторов упругой связи, поэтому ею можно пре небречь. В этом случае амплитуды колебаний ai и а-, масс виб
ратора ту її подвижной |
рамы с формой mi при действии |
возму |
||
щающей силы ^£ L co2 .sinco t можно представить в виде |
|
|||
g |
|
|
|
|
а., = |
™« |
= а |
, ° — — ; |
(ш.7) |
І.Щ + m2)g(a? — 1) |
о= — 1 |
|
||
а 2 |
/г |
|
|
|
Здесь |
а = — ; Р = |
—- ; |
|
|
|
|
|||
|
<о0 |
/?г, |
|
|
У |
—- 1 / |
_ |
|
|
~ \ |
Щ |
|
||
Щ + mi |
|
|
|
|
а2п = MJ{mx + т2) g = MJmig |
(р + 1); |
(Ш.9) |
Рис. |
|
74. |
Уровни |
|
і \\ |
|
|
|
|
|
||
вибраций |
на |
столе |
|
|
\ |
|
|
|
|
|
||
виброплощадки |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
435А при |
установ |
|
|
Г |
|
|
|
|
||||
ке |
упругой |
связи |
1 |
|
\ |
|
< |
't>... |
|
|||
между |
вибратором |
|
|
|
|
\ |
||||||
|
и |
рамой |
|
О |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
1 |
|
X |
|
|
|
|
||||
Л 2 — с |
упругой свя |
|
|
' / |
Л |
|
|
|||||
зью |
а =0,9-1 н 0,65 со |
|
|
1 |
|
|
||||||
ответственно: |
3 - е |
О. |
|
|
W |
V |
|
|
||||
жесткой |
связью |
I |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
\ \ |
|
|
|
|
|
|
I |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
50 |
wo |
гоо |
ш |
800 |
/боа згоо |
||
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Частота 6'Гц |
||
4 |
ч |
\V |
|
д |
|
|
V |
Рис. 75. Частотные |
ха |
рактеристики шума |
внб |
роплощадки 435А при ус тановке упругой связи
>между вибратором и ра
мой
|
|
/ — с |
жесткой связью |
в |
|||
|
|
обычном |
исполнении; |
2 —то |
|||
|
Л! |
же,, при установке на вибра |
|||||
|
тор |
звукоизолирующего |
ко |
||||
SO 100 200 Ш |
ООО 1600 3200 в«Ю |
жуха; 3 |
— с |
упругой |
связью |
||
|
|
при |
а=0,65 |
|
|
||
Частота £Гц
Меч — статический момент |
дебалансов вибратора; |
со — частота |
||
возмущающей силы; k-—жесткость |
упругой |
связи; |
а°г — ампли |
|
туда колебании в системе |
с жесткой |
связью |
между |
вибратором |
и рамой.
Жесткость упругой связи k целесообразно выбирать так, что бы амплитуда колебаний вибратора была наименьшей. В этом случае можно значительно уменьшить интенсивность соударении в подшипниках качения и увеличить долговечность вибраторов и карданных сочленений. Такая настройка осуществляется при работе систем в режиме антирезонанса. Заметим, что для вибро площадок с соотношением масс |3 = 3 - МО работа в режиме,
близком к резонансу, приводит к |
значительным колебаниям виб |
||||
ратора |
и поэтому с точки |
зрения |
снижения шума нежелательна. |
||
На |
рис. 73 приведены |
графики зависимости |
отношения |
амп |
|
литуды |
й\/й2 от величии-а |
и |3 при а2 = const |
(амплитуда |
зада |
|
ется в зависимости от технологических требований). Режим ан тирезонанса соответствует случаю пересечения кривых с осью абсцисс, тогда жесткость /г = /П2(о2 . При настройке на любой
другой режим колебаний задаются |
величиной а\/а2, по ней опре |
деляют а и далее необходимую жесткость k. На рис. 73 видно, |
|
что до точки антирезонанса, когда |
жесткость упругой связи ве |
лика, обе массы колеблются в одной фазе. При уменьшении же сткости массы колеблются в разных фазах и отношение fli/a2 будет отрицательным.
Упругие прокладки между вибратором и подвижной рамой были установлены на нескольких виброплощадках. На лабора торной впброплощадке 435А эффективность упругой связи про верялась для a = 0,5 -f- 0,95. При этом виброплощадка работала
устойчиво |
на всех режимах, в том числе при а = |
0 , 7 ( р = 1 ) , |
||
когда амплитуда |
колебаний вибратора |
составляла |
0,1 мм, ра |
|
мы — 0,45 |
мм, т. |
е. в режиме, близком |
к антирезонансу. Сни |
|
жение вибраций на средних и высоких частотах на подвижной раме составило 15—20 дБ (рис. 74). По данным осциллографирования колебания виброплощадки стали более близкими к гармоническим колебаниям с частотой вибрирования.
Значительное снижение вибраций средних и высоких частот
на |
подвижной |
раме привело к тому, что вибратор стал не толь |
|
ко |
источником |
поличастотной |
вибрации, но и основным излуча |
телем шума. |
При' установке |
на вибратор звукоизолирующего |
|
кожуха общее снижение шума на частотах 800—2500 Гц достиг ло 20 дБ (рис. 75). Установка такого же кожуха на вибропло щадке с жесткой связью приводит, как уже отмечалось, к сни жению шума на 10—15 дБ лишь с 2000 Гц.
На экспериментальной |
виброплощадке грузоподъемностью |
Q = 1 т упругая связь была |
выполнена в виде четырех прокла |
док размером 540X120X22 мм из смеси резины марки 3311. Исследования проводились при a « 0,4. Амплитуда колебаний формы составила при жесткой связи 0.5 мм, а при упругой связи
