Файл: Шубов, И. Г. Шум и вибрация электрических машин.pdf

Пример. Произведем расчет свободных колебаний электродвигателя, уста­ новленного на четырех амортизаторах типа АКСС-400И. Установочные размеры показаны на рис. 11-3. Скорость вращения электродвигателя равна 1000 обімин.

Исходные данные:

масса электродвигателя М = 0,9 кгс-сек2/см; моменты инерции массы электро­ двигателя относительно оси х Jx = 290 кгс-смісек; относительно осей у и г Jy = = Jz — 730 кгс-смісек; положение центра жесткости амортизирующего крепле­ ния X * — 7,55 см; у* = 0; г* = 5,5 сио

Поступательные вибрационные жесткости одного амортизатора АКСС-400

по оси X схі = 3700 кгс/см; по оси у суі = 1300 кгс/см; по оси г сгі = 5300 кгсісм.

Р е ш е н и е . 1. В целях упрощения расчета вертикальную ось жесткости совмещаем с осью г, так как отношение смещения х* к расстоянию между край­

159

г) д в у х с в я зн ы х в п л оск ости уОх

11-3.ДВУХКАСКАДНОЕ АМОРТИЗИРУЮЩЕЕ КРЕПЛЕНИЕ

В некоторых случаях для увеличения виброизолирующего эффекта упругой установки машин, используемых на судах, при­ меняют двухкаскадное амортизирующее крепление. Такое креп­ ление состоит из двух ярусов амортизаторов, разделенных про­ межуточной массой.

Эквивалентная поступательная механическая система и ее электрический аналог показаны на рис. 11-4. Здесь в целях упро-

6) Lr-M L2~^rng Ly-^-mp

Р и с . 11-4. К р а сч ет у д в у х к а с к а д н о г о а м о р ­ т и зи р у ю щ е го к р еп л ен и я : а — п о ст у п а т ел ь ­ н ая м е х а н и ч еск а я си стем а ; б — эл е к т р и ­ ч еск и й ан ал ог

щения расчетов пренебрегается трением в амортизаторах, при этом имеется в виду, что амортизирующее крепление работает в заре­

случае велик по сравнению с остальными сопротивлениями цепи, то конечный контур в расчетной схеме рис. 11-4, б можно считать разомкнутым. Расчетная схема приобретает вид, показанный на рис. 11-5, а.

160

2. Низкочастотные вибрации, возбуждаемые небалансом ро­ тора и основным вращающимся полем, практически не подавляются первым каскадом амортизаторов. Очевидно, в этом случае сопро­ тивлением входного контура можно пренебречь и расчет вести по схеме рис. 11-5,6.

Как видно, эквивалентные схемы для расчета вибрации в раз­ личных диапазонах частот одинаковы.

Формулы для расчета колебательных скоростей в том и другом . случае имеют вид:

Р и с . 11-5. К у п р о щ ен н о м у р а сч ету д в у х к а с к а д н о г о а м о р т и зи р у ю щ его к р еп л ен и я

а. Для колебательной системы (рис. 11-5, а)

Р.

Уі — г, ’

(11-14)

_ Р — УіыМ

Перепад колебательной скорости между корпусом машины и промежуточной массой тб

161

Из формулы (11-19) по величине перепада вибрации на задан­ ной частоте может быть определен вес промежуточных балок.

б. Для колебательной системы (рис. 11-5,6) имеем

В этом случае условие (11-18) неприемлемо.

Из приведенных расчетных схем следует, что в зависимости от того, вибрации какой частоты необходимо подавить, прини­ маются различными промежуточная масса тб и податливости

4 0 = 20 lg 4 я 2 - 8 0 0 - т б - 8 , 6 - 1 0 ' 6;

100

Пб~ 4 л 2 -8 0 0 2 - 8 ,6 - 1 0 _ö

= г , 47 кгс ■сек2/см.

Двухкаскадное амортизирующее крепление должно быть про­ верено в отношении перемещений машины при качке и кренах.

Величина отклонения машины в общем виде определяется инерционными силами и составляющими веса при наклоне машины. Однако в большинстве случаев инерционными силами можно пре­ небречь. Тогда отклонение точек машины, находящихся на рас­ стоянии h1 от плоскости опор,

Первое слагаемое в формуле (11-21) определяет сдвиг машины на амортизаторах. Второе слагаемое дает перемещение точек машины вследствие поворота его на амортизаторах, обусловлен­ ного превышением центра инерции машины над центром жесткости амортизации.

В случаях когда в зону максимальных отклонений машины попадают токоведущие шины, необходимо их выполнять гибкими.

162