Файл: Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов.pdf

S1/Sa =0.1

a w

69. Частотные характеристики виброизолирующего эффекта системы при соотношении масс m jm 2 = 10.

зон. Наибольшее положительное значение виброизоляции наблю­ дается в так называемой закритической зоне работы ротора, т. е. когда а > а х (со > со0). Поэтому для снижения вибрации механизма на частоте вращения ротора жесткость 5 Хследует выбирать такой, чтобы перевести собственно жесткий ротор в закрнтический режим работы 1,2— 1,5(0! = сор = 2,5<о0. Только в этих случаях введение податливых упругих элементов поможет получить дополнительный положительный виброизолирующий эффект в системе корпус меха­ низма—амортизация на частоте вращения ротора. Если перевод

Минимальное значение жесткости упругих элементов подшипниковых опор ограничивается величиной допустимой статической и динами­ ческой просадки ротора относительно статора Ар, а также допусти­ мого напряжения в упругих элементах от веса ротора Р р и инерцион­ ных нагрузок при ударе. Поэтому жесткость упругих опор Sj вы­

них инерционных сил, обусловленных сотрясениями ротора. Для обеспечения достаточного запаса прочности и надежности элементы

важных условий работоспособности и надежности подшипниковых упругих опор является точный расчет их статической и динамической просадки уже на стадии проектирования. Поэтому упругие эле­ менты выбирают конструктивно простых форм, легко поддающихся расчету.

Пример. Произведем приближенную оценку дополнительного виброизолирую­ щего эффекта для вертикальных колебании от применения упругих элементов в под­ шипниках. Ротор первоначально работал в докритическом режиме с принятым для судовых машин 30%-ным запасом по критике. Частота собственных вертикаль­ ных колебаний механизма как твердого тела на амортизации в 2,5 раза меньше ча­ стоты вращения ротора. За счет упругих элементов ротор переведен в закритическин режим работы с запасом около 32%. Отношение жесткости упругих элемен­

рующий эффект системы механизм—амортизация при жестких опорах ротора на частоте вращения ротора (ар = 2,5) составляет около 10 дБ. У новых опор ^SpSa = = 0,6, а виброизолирующий эффект системы равен 14 дБ. Таким образом, приме­ нение упругих опор увеличило виброизолирующий эффект вертикальных колеба­ ний примерно на 4 дБ. На эту же величину снизился уровень вибрации механизма.

Несколько конструкций виброизолирующих подшипников сколь­ жения для редукторов рассмотрено в работах [25, 36].

165

На рис. 70 представлена подшипниковая опора с блоком упру­ гих элементов. Блок 1 расположен между стальным корпусом под­ шипника 4 и двумя стальными втулками 3. Опирание упругого блока на корпус происходит через буртик в средней части блока. На втулки блок опирается концами своих балочек. Возможен также вариант подшипниковой опоры, являющейся комбинацией двух предыдущих.

начинают проявлять свои виброизолирующие свойства с частоты 200 Гц. Виброизоляция на 1000 Гц составляет 12 дБ.

Н. В. Григорьев [25] и В. И. Скиба предложили конструкции виброизолирующих опор подшипников качения (рис. 71) и сколь­ жения (рис. 72), позволяющие производить виброизоляцию первых

жесткого ротора в закритический режим работы с запасом 1,3—

на корпус и наружную обойму подшипника. Виброизолирующая опора подшипника скольжения имеет двухрядный набор упругих сегментов-балочек.

166

А-А

ч

Рис. 72. Подшипник скольжения с набором упругих сег­ ментов.

167

Недостатком виброизолирующих упругих подшипниковых опор является большая их жесткость в осевом направлении. Подшипники с примерно одинаковой жесткостью во всех направлениях изгото­ вить не удается. Это во многих случаях значительно снижает виброизолирующнй эффект опор.

Механизмы совершают не однонаправленные, а сложные вибра­ ции. На низких частотах двухмассовая система имеет две группы собственных частот: шесть в районе соа и шесть в районе сй^ Тео­ рия низкочастотных колебаний двухмассовой системы рассмотрена в литературе [41 ]. Следует отметить, что расчет виброизолирующей эффективности системы на частоте вращения ротора при наличии упругих внутренних элементов по двухмассовой схеме допустим только для двухопорных механизмов с жестким ротором. Блочные протяженные многоопорные агрегаты на частоте вращения уже не ведут себя как единое целое и данная схема расчета неприемлема.

Упругие подшипниковые опоры, наряду с улучшением виброизолирующнх свойств корпуса, обеспечивают также более спокой­ ную работу ротора. Вибрация машины мало меняется со временем. Реактивные силы, действующие на корпус из-за динамической несоосности, излома, расцентровки, имеют гораздо меньшее зна­ чение. Происходит самоустанавливаемость втулки подшипника (т. е. исправляется перекос втулки, возможный при сборке), пре­ дотвращается заклинивание вала в подшипнике от нагрева при малом зазоре (жесткий корпус, в отличие от подшипников скольже­ ния обычной конструкции, не препятствует расширению втулки).

Виброизолирующие подшипниковые щиты. Значительное сни­ жение уровней вибрации механизмов обеспечивают также подшип­ никовые щиты специальной конструкции. Виброизоляция на под­ шипниковых щитах достигается или за счет их малой жесткости, или за счет чередования на пути распространения колебаний по щиту упругих (податливых) и массивных элементов. Конструктивно выполняют это различными способами в зависимости от типа и осо­ бенностей механизма. Один из этих способов—изготовление щитов

ввиде диафрагм. Податливость щита-диафрагмы обеспечивают с по­ мощью вырезов или волнистости. Такие конструкции щитов имеют, однако, большую неоднородность жесткостей в осевом и радиальном направлениях. Радиальная жесткость довольно высока— раз в 10 больше осевой. Поэтому щиты диафрагмы целесообразно применять

вмеханизмах со значительными возмущениями со стороны ротора

восевом направлении.

При ударных осевых нагрузках щит малой жесткости должен иметь ограничители ударных и статических деформаций даже для сталей с повышенным пределом текучести. Это требует изготовления слоеных щитов-диафрагм или применения ограничивающих скоб, что усложняет конструкцию и увеличивает габариты.

Вторая собственная частота низкочастотных колебаний системы механизм—амортизация с щитами-диафрагмами примерно в 5 раз больше частоты колебаний механизма как твердого тела на аморти­ зации. Дополнительный виброизолирующий эффект осевой вибрации

168

получается на частотах, примерно в 3 раза превышающих частоту вращения ротора. В связи с большой радиальной жесткостью (по сравнению с обычными щитами) щиты-диафрагмы существенного дополнительного виброизолирующего эффекта радиальных составля­ ющих вибрации не обеспечивают.

Наиболее рациональны конструкции с встроенными в щитах упругими стержневыми элементами (рис. 73). Схема соединения стержней может быть Г- или Т-образной. Жесткость этих элементов определяется просто и с достаточной точностью. Например, жесткости щита с четырьмя Т-образными элементами

где llt l2, dlt d2— длина и диаметр стержней соответственно. Податливость щитов со стержневыми элементами в различных

направлениях примерно одинакова (особенно при Т-образном сое­ динении стержней). Поэтому хорошего виброизолирующего эффекта удается добиться для вибраций любых направлений. Виброизолирующнй эффект системы с упругими стержневыми элементами в щи­ тах на низких частотах определяется так же, как н в случае упру­ гих элементов в подшипниках. Жесткость щитов с упругими эле­ ментами выбирается в очень широких пределах. Подшипниковый упругий щит позволяет перевести собственно жесткий ротор в закритический режим работы, причем с использованием подшипникового упругого щита эту операцию производить конструктивно и техно­ логически проще, чем с помощью упругих элементов в подшипни­ ках. Жесткость элементов подшипникового щита можно рассчитать точнее. Пределом уменьшения жесткости элементов подшипниковых щитов является допустимая с точки зрения работоспособности меха­

169

чтобы собственные частоты второй группы примерно в 1,5—3,5 раза превышали частоту вращения ротора. Необходимо соблюдать условия несовпадения частот собственных колебаний со второй и третьей гармониками частоты вращения ротора механизма (см. рис. 68,

ния на рабочие процессы механизма. При этом, несмотря на сравни­ тельно большую жесткость элементов, система виброизоляции на площади подшипниковых щитов может быть хорошо развита. Когда удается разместить два каскада элементов, выше определенной гра­ ничной частоты достигается быстрое нарастание виброизолирую­ щего эффекта. На средних частотах (примерно от 150 до 500—600 Гц) оно пропорционально четвертой степени частоты. Промежуточное

170