книги из ГПНТБ / Попков, В. И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов

36], вплоть до перевода ротора в закритический режим работы. Осуществить это удается введением в подшипниковые опоры специаль­

ных упругих элементов.

Упругие элементы в подшипниковых опорах (или в других частях корпуса) разделяют корпус механизма на две колебательные системы. На высоких частотах упругие виброизолирующие элементы кор­ пуса маханизма и амортизаторы во многих случаях работают изо­ лированно и поэтому общий виброизолирующий эффект можно

(в случае расположения упругих элементов в подшипниках т х равна массе ротора т р); упругие элементы, масса /п2; амортизация (упругость); фундамент. Проанализируем зависимость виброизо­ лирующего эффекта этой системы от жесткости упругих элементов. В общем случае виброизолирующие свойства корпуса механизма и амортизации ВИ (со) характеризуются соотношением колебатель­ ных энергий, излучаемых в фундамент при наличии средств изо­

Вдецибельном выражении виброизолирующий эффект корпуса

иамортизации складывается из виброизолирующего эффекта соб­ ственно корпуса LbHk (со) и виброизолирующего эффекта собственно амортизации LBHa (со)

При однонаправленных низкочастотных колебаниях механизма, имеющего внутренние упругие элементы,

160

иамортизации соответственно.

Вдецибельном исчислении для однонаправленных колебаний виброизолирующий эффект по энергии равен виброизолирующему эффекту системы, определенному как 20 lg отношения колебатель­ ных скоростей фундамента до и после использования средств изо­ ляции.

Допустим, податливость механизма и амортизации значительно больше податливости фундамента. В диапазоне частот колебания механизма как целого это условие во многих случаях соблюдается.

Первая частота со0 примерно соответствует частоте собственных колебаний механизма как твердого тела на амортизаторах соа. Если

около 10%. Вторая частота сс»! обусловлена наличием в механизме дополнительного упругого слоя и зависит от жесткости упругих элементов и соотношения масс т 1 и т 2 корпуса механизма.

На рис. 68 и 69 приведены частотные характеристики вибро­ изолирующего эффекта однонаправленных вертикальных низко­ частотных колебаний для нескольких значений отношения масс

S 1^ 2 - 0 ,3 S a.

Из рис. 68 видно, что при m-Jm2 = 0,5 и S 1/Sa = 0,6 минимумы виброизолирующей эффективности вертикальных колебаний сле­

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