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

песок. Видно, что снижение вибрации в среднем составляет 12 дБ иа частотах выше 250 Гц.

Опорные конструкции или рамы собирают также из плоских слоистых решеток 15], изображенных иа рис. 81, а. Плоская решетка состоит из набора (слоев) параллельных стержней 1, соединенных в шахматном порядке массивными элементами 2. Несколько собран­ ных вместе плоских решеток и образуют рамную или опорную кон­ струкцию. Форма этих конструкций может быть различной. План решетчатой опоры, число и длину плоских решеток определяют исходя из конфигурации механизма, блочного агрегата и расста­ новки опорной амортизации.

Виброизолирующий эффект решетчатой опоры наступает выше частоты /гр, которую рассчитывают по уравнению

где топ — масса решетчатой опоры.

В процессе проектирования конструктор, исходя из минималь­ ной возможной жесткости Son (или наибольшей просадки) и допу­ стимого отношения масс тм/топ, определяет граничную частоту

эффективной работы опоры. На собственных частотах /п = 5 • 104-^- X

X (2n + 1)2 решетчатая проставка прозрачна для вибрации и виброизолирующне свойства ее ухудшаются. Для получения значитель­ ного затухания, число слоев стержней должно быть на менее трех. Как показали расчеты и практический опыт, данное число слоев является оптимальным. При тм/топ = 6 трехслойная рама обеспе­ чивает виброизоляцию более 12 дБ выше граничной частоты /гр и не менее 30 дБ в диапазоне 2/гр — 4/гр. Дальнейшее увеличение числа слоев ненамного улучшает виброизоляцию на высоких ча­ стотах. Двухслойная рама снижает максимальную виброизоляцию до 20 дБ, а в некоторых узких диапазонах частот появляются мини­ мумы виброизоляции (почти до нуля децибел). После выбора числа слоев находят параметры стержневой решетки. Из общей жесткости опоры определяют изгибную жесткость слоя стержней, а из нее — толщину стержня h.

Для трехслойной решетчатой опоры толщину h рассчитывают по формуле

ft = ( 24T ? r ) 7‘ -

где I — длина пролета;

N — количество нагрузочных масс.

Количество нагрузочных масс, а следовательно, и длина пролета зависит от особенностей амортизирующего крепления механизма. Целесообразно амортизаторы крепить в узлах решетки. Если такое

181

жесткости решетчатых стенок оказываются равными в вертикальном 'и боковом направлениях. Нагрузочная масса

гическом отношении лучше их делать прямоугольными. При этом изготовление решетки сводится к системе вырезов в сплошном сталь­ ном листе. Расчет перепада вибрации Пр (со) на решетчатой опоре производят по формуле [5 ]

они хорошо совпадают. В полосе непрозрачности наблюдается рас­ хождение экспериментальных и расчетных данных. При качествен­ ном совпадении хода характеристик расчет дает завышенные резуль­ таты на частотах, где перепады должны быть максимальными.

Лапы механизмов влияют на уровни вибрации как нагрузка для элементов корпуса. Поэтому изготовление массивных лап или опор­ ных пластин увеличенной толщины способствует торможению точек корпуса в месте контакта с опорой. Целесообразно крепить лапы в уз­ лах колеблющегося корпуса, что уменьшает поток колебательной энергии в опорные связи. Узлы выявляют либо при испытании рабо­ тающего механизма, либо при искусственном возбуждении корпуса вибратором. Толщину лапы подбирают из условия согласования (см. § 24) механических сопротивлений механизма и амортизации и обеспечения минимального потока колебательной энергии в опор­ ные связи. Лапы изготовляют (если это конструктивно возможно) в виде соединения податливого и массивного элементов, что дает хороший виброизолирующий эффект [41]. Податливый элемент из­ готовляют из пружинной стали.

Конструктивная амортизация, в отличие от штатной судовой амор­ тизации, является принадлежностью корпуса механизма, его опор-

182

иых узлов. Учитывая особенности механизма, конструктор изме­ няет обычные формы соединения корпуса с фланцем, вид коробча­ той опоры или рамы, вводя в габариты корпуса промежуточные упру­ гие вкрапления для увеличения виброизолирующих свойств кон­ струкций корпуса. Жесткость упругих элементов в опорах S on значительно снизить не удается из-за сложности удовлетворе­ ния требований прочности и ударостойкости оборудования. Вели­ чина 50Плежит обычно в пределах 0,5—4Sa. Очевидно, обеспечение виброизолирующей эффективности возможно при расположении после упругих элементов массивных конструкций, в качестве кото­ рых используют фланцы, опорные плиты и др. Масса их топ обычно составляет 0,1 массы механизма. На низких частотах расчет эффек­ тивности виброизолирующих опорных конструкций производят по

На рис. 69 представлено семейство частотных характеристик виб­ роизолирующей эффективности однонаправленных колебаний при m Jm on — Ю и различных значениях Son/Sa. Минимумы виброизо­ ляции имеют место при

И

(коэффициент а г ^ 5,5—7,5, т. е. сох (5,5—7,5) соа). Существен­ ный дополнительный эффект виброизоляции наступает на частотах

образными. На рис. 82 приведена конструкция опорного фланца машин вертикального исполнения, предложенная Е. Н. Афониным и автором настоящей книги. Эта опора нашла применение на ряде электронасосов. Опорный фланец представляет собой массивную плиту, соединяющую иасос с амортизаторами, в которую встроены упругие элементы балочного типа. Для ограничения деформации при сотрясениях упругие элементы заключены в цилиндрические упоры, которые жестко связаны с фланцем. Жесткость упругих

поперечного сечения, W — момент сопротивления упругого эле­ мента). Несмотря на ограничители, напряжения в упругих эле­ ментах порой достигают значительных величин — до 3000 кгс/см2. По этой причине для упругих элементов выбрана сталь марки 18Х2НВА (ГОСТ 4543—61), имеющая после термообработки предел текучести свыше 7000 кгс/см2 при сохранении достаточной вязкости. На рис. 77 приведены спектры вибрации электронасоса до и после включения в корпус виброизолирующей фланцевой опоры. Видно

183

Рис. 83. Рама с виброизолирующими элементами.

/ — рама; 2 — узел крепления упругих элементоя к раме; 3 — упругий эле­ мент; 4 — узел крепления упругих элементов к опорной пластине; 5 — опорнал пластина; 6 — амортизатор.

Рис. 84. Стержневая решетка.

185

существенное снижение вибрации (на 10—15 дБ выше 200 Гц) при конструкции корпуса с фланцевыми опорами.

На рис. 83 представлен вариант рамы блочного агрегата свнброизолирующими элементами. Для возможности размещения упругих элементов двутавровое сечение расчленено. Связь между опорными пластинами рамы осуществлена стержневыми узлами. Изгибная жесткость рамы в статике и на низких частотах изменяется от рас­ членения сечения незначительно, в то же время выше частоты со! на­ блюдается дополнительный внброизолирующий эффект.

Для протяженных блочных агрегатов частоту минимальной виб­

где ю0р — частота первой моды изгибных колебаний рамы в свобод­

ном состоянии.

При подвеске отдельных механизмов или их узлов на корпуса других механизмов целесообразно в качестве промежуточных виб­ роизолирующих конструкций использовать стержневые решетки. На рис. 84 приведен один из возможных вариантов конструктивного

стем являются простота изготовления, наличие виброизолирующих свойств в трех взаимно перпендикулярных направлениях и возмож­ ность осуществлять подвеску в вертикальной плоскости. В области низких частот виброизолирующий эффект стержневых решеток рас­ считывается по формуле (5.23).

сопротивлений механизмов, опорных и неопорных связей

На рис. 85 представлены частотные харак­ теристики точечных сопротивлений электродвигателя и его аморти­ заторов по отношению к вертикальному усилию. Сопротивления электродвигателя замерены в свободном состоянии, а амортизатора — в режиме холостого хода. Приведенная частотная характеристика сопротивления электродвигателя типична для этих механизмов. Частота вращения ротора обследованного электродвигателя 25 Гц. Из рисунка видно, что электродвигатель реагирует на внешнее воз­ действие как масса лишь до 50 Гц. В районе 55 Гц наступает первый антирезонанс входного сопротивления механизма. С приближением к частоте антирезонанса резко возрастают колебания ротора по сравнению с колебаниями корпуса вблизи подшипниковых опор. £>ги резонансные колебания и приводят к увеличению входного со­ противления механизма по отношению к вертикальному усилию. Ротор электродвигателя, затормаживая корпус, выполняет функ­

186

цию антирезонатора. Колебания ротора влияют и на входные сопро­ тивления электродвигателей по отношению к моментам и горизон­ тальному усилию, направленному вдоль оси у. При воздействии на лапу механизма усилием, направленным вдоль оси х, антирезонанс

вэтой области частот не проявляется.

Врайоне 100 Гц имеется второй характерный максимум вход­ ного сопротивления ZF, В зависимости от особенностей корпуса

2,дин-с/см

108

Ю7

101

Рис. 85. Частотные характеристики сопротивлений.

1 — электродвигатель; 2 — амортизатор.

частота этого антирезонанса меняется в пределах 70—200 Гц. При установке на корпус электродвигателя дополнительного груза часто­

а модуль сопротивления растет пропорционально увеличению массы. Такая взаимосвязь свидетельствует о том, что этот максимум сопро­ тивления обусловлен резонансом системы опорный узел — лапа (жесткость) — статор электродвигателя (масса).

Ввиду большей жесткости опор электродвигателя в горизонталь­ ных направлениях по сравнению с вертикальным максимумы сопро­ тивлений механизма по отношению к горизонтальным усилиям рас­ положены на более высоких частотах.

Выше 70—200 Гц сопротивление электродвигателей приобре­ тает упругий характер. Местная вертикальная жесткость колеб­ лется в пределах 1010 — 1011 дин/см. Механизм как упругость

187

реагирует на внешнее воздействие до 500—600 Гц. В области частот 500—600 Гц наступает первый резонанс лапы и прилегающего к ней участка корпуса механизма. На частотах выше 500 Гц сопротивле­ ние электродвигателя определяется волновыми явлениями в опор­ ном узле и корпусе.

Модуль входного сопротивления амортизатора на низких часто­ тах в режиме холостого хода уменьшается пропорционально частоте, т. е. имеет упругий характер. На частотах около 400—500 Гц насту­ пает резонанс крепежной металлической детали с жесткостью упру­ гого слоя. Выше 500 Гц реакция амортизатора на внешнее воздей­ ствие имеет инерционный характер вплоть до частот волновых резо­ нансов (антирезонансов) упругого слоя амортизатора.

Проанализируем соотношения величин механических сопроти­ влений электродвигателя и амортизатора, например с‘ помощью упрощенного уравнения (1.30). Модули сопротивлений на ча­

стоте 30 Гц равны. Так как мнимые части ZSs!о и Z'0la на этой частоте разного знака, система механизм — амортизатор имеет резонанс. Собственные частоты механизма как твердого тела на упругих под­ весках рассчитывают точно по хорошо отработанным методикам [32, 55]. В данном случае, когда сравнивают точечные сопротивления механизма и амортизации, не избежать некоторой ошибки в опреде­ лении собственной частоты колебаний механизма. Точный расчет вынужденных низкочастотных колебаний механизма твердого тела на амортизации можно произвести по формуле (1.17).

На более высоких частотах сопротивление электродвигателя значительно превосходит сопротивление амортизации. Только в об­ ласти нескольких килогерц сопротивление амортизации начинает несколько приближаться к механическому сопротивлению механизма.

При таких соотношениях Zm и Z%!а амортизация не оказывает влияния на уровни вибрации механизма. Все мероприятия по уве­ личению переходного сопротивления конструкций механизма от источника до опор с одновременным возрастанием или постоянством

2ззо приведут к снижению вибрации механизма. Варьирование со­ противлениями амортизации в этих случаях изменяет излучаемую механизмом колебательную мощность и степень поглощения энергии внутри амортизации. Излучаемая мощность W'1 пропорциональна действительной части сопротивления амортизации.

На рис. 86 представлены частотные характеристики механиче­ ских сопротивлений редуктора и амортизаторов типа втулки и с про­ межуточной массой. Особенностью редуктора является жесткая фланцевая коробчатая опорная конструкция при сравнительно неже­ стком корпусе. Видно, что отклонение от закона массы частотной характеристики сопротивления у редуктора наступает гораздо раньше, чем у электродвигателя из-за более сложной системы его рабочих узлов. Общей закономерностью частотных характеристик обоих механизмов является серия антирезонансов на частотах 50—100 Гц. Затем входное сопротивление управляется жесткостью опорных и корпусных конструкций.

188

В районе 1100 Гц наступает резонанс опорного узла. На более высоких частотах закон изменения сопротивления с небольшими отклонениями соответствует инерционному.

Частотные характеристики амортизаторов типа втулки и с про­ межуточной массой идентичны только на низких частотах — до первого резонанса опорных металлических конструкций с упругим резиновым слоем. Оба типа амортизаторов приводят к резонансу вертикальных колебаний системы механизм — амортизация на ча­ стотах около 25 Гц и к уменьшению суммарного сопротивления

Z J ijn-c/ cm

Рис. 8 6. Частотные характеристики сопротивлений.

I — редуктор; 2 — амортизатор типа втулки; 3 — амортизатор с промежуточной массой.

ZM+ Za (а следовательно, и к увеличению вибраций) вблизи 300 Гц, так как сопротивления механизма и амортизации равны по вели­ чине, но противоположны по знаку.

На более высоких частотах сопротивления рассматриваемых амортизаторов резко отличаются. Амортизатор типа втулки имеет ярко выраженные волновые резонансы и антирезонансы на часто­ тах 550, 1100 и 1500 Гц. У амортизатора с промежуточной массой при некотором отклонении от закона массы (ввиду антирезонанса заключенной в нем промежуточной металлоконструкции [41]) вол­ новые резонансы на более высоких частотах проявляются менее ярко. На частотах выше 600—700 Гц сопротивление амортизатора с промежуточной массой превосходит сопротивление амортизатора типа втулки.

В области частот 30—300 Гц ZMзначительно превосходит Za, и уровни вибрации на этих частотах зависят только от сопротивле­ ния механизма. На более высоких частотах, когда только малые участки опорного фланца механизма колеблются совместно с аморти­ заторами, Za сравнимы или превосходят ZM. Коль скоро величина сопротивлений у амортизаторов разных типов отличается, то и

189

суммарное сопротивление ZM+ Za на этих частотах зависит от типа применяемой амортизации.

Из приведенных на рис. 86 частотных характеристик сопроти­ влений видно, насколько существенна разница суммарных сопро­ тивлений ZM+ Za, а следовательно, и уровней вибрации, если меха­ низм устанавливать на различную амортизацию. Амортизаторы необходимо выбирать с характеристиками, обеспечивающими мак­ симальное значение суммы механических сопротивлений машины и амортизации. В этом плане для рассматриваемого редуктора целе­ сообразно использовать амортизаторы с промежуточной массой. На низких частотах жесткость амортизаторов с промежуточной мас­ сой (при примерно одинаковой несущей способности) несколько меньше жесткости цилиндрических амортизаторов. Поэтому первые собственные частоты механизма на амортизаторах с промежуточной массой ниже и амортизация на низких частотах имеет больший внброизолирующий эффект. На средних и высоких частотах суммар­ ное сопротивление ZM+ Za гораздо больше при установке механизма на амортизаторы с промежуточной массой, и, таким образом, уровни вибрации механизма значительно ниже.

Окончательный выбор типа амортизаторов следует делать после сравнения перепадов вибраций на амортизаторах. При одинаковых перепадах редуктор следует устанавливать на амортизаторы с про­ межуточной массой, так как уровни вибрации фундамента в этом случае будут меньше ввиду снижения уровней вибрации механизма. Если же перепад вибрации на амортизаторах типа втулки Пв пре­ вышает перепад вибраций другого типа амортизаторов Пп на вели­ чину Дп = Пв — Пп, большую, чем снижение вибраций механизма AL за счет его установки на амортизаторы с промежуточной мас­ сой, то механизм следует в штатных условиях устанавливать на амор­ тизаторы типа втулки.

По данным об эффективных сопротивлениях сравнение уровней вибрации механизма, установленных на амортизаторах различного типа, можно осуществлять по уравнению (2.67). Например, при перестановке механизмов с амортизаторов, имеющих сопротивление

Za. х. х. па амортизаторы с сопротивлением Z” х. х изменение вибра­ ции равно

уменьшения вибрации механизмов за счет изменения конструкции элементов корпуса и опорных узлов с успехом применяют методы

190