книги из ГПНТБ / Теория и практика балансировочной техники

Будем считать, что насадок вращается равномерно с угловой скоростью со, с точностью до величины первого порядка малости ф = Фі = (at. Таким образом, в отношении колебаний наиболее существенными являются четыре степени свободы насадка (а не все шесть). Рассматриваемая нами динамическая модель обла­

Т— кинетическая энергия системы;

П— потенциальная энергия системы.

Для составления уравнений движения необходимо найти вы­ ражения кинетической и потенциальных энергий системы.

Таким образом, движение рассматриваемой динамической модели описывается системой дифференциальных уравнений (8) второго порядка. Они характеризуют вынужденные колебания насадка и корпуса, обусловленные статической и динамической неуравновешенностью. Уравнениями учтены также различия в жесткости амортизационного устройства в двух разных на­ правлениях, а также наличие в корпусе вращающегося ротора.

Решение уравнений можно искать для каждой из обобщен­ ных координат в виде

аі = at cos <ot + bj sin со/,

одинаковые, что является целесообразным требованием к конст­

ющие обратной прецессии, в данной задаче равны нулю и реше­

Формулы (10) и (11) позволяют определить перемещение любой точки насадка в двух взаимно перпендикулярных плоскоПри неограниченном росте угловой скорости (со-^-оо) вели­ чины перемещений т] и £ и углов поворота насадка а и § стре­ мятся к нулю и происходит явление самоцентрирования всей системы с устранением статической и динамической неуравнове­

шенности.

Критические скорости системы определяются как положи­ тельные корни уравнения £>(со) = 0.

В развернутом виде выражение представляет собой алгебра­ ическое уравнение четвертой степени относительно to2. В зависи­ мости от параметров системы уравнение может иметь до четы­ рех положительных корней (критических скоростей).

Для конкретных значений параметров конструкции динами­ ческие характеристики злектроверетен (амплитуды, критические скорости, нагрузки) могут быть определены с помощью ЭЦВМ. Нагрузки определяются методами, изложенными в работе [1]. Сравнение теоретических и экспериментальных значений пока­ зывает удовлетворительное совпадение результатов.

Установление норм на допустимую остаточную неуравнове­ шенность базировалось на результатах комплексных эксперимен­ тальных исследований, включавших:

исследование влияния различных величин и комбинации ис­ кусственно созданных дисбалансов на вибрацию электроверетен; изучение фактической неуравновешенности насадок и кру­

жек, а также их биения; изучение работы электроверетен в производственных услови­

ях с различной остаточной неуравновешенностью насадок и тары.

Установленное предварительное значение допустимой неурав­ новешенности 'затем проверялось в производственных условиях. Базой для выбора допусков на неуравновешенность служили амплитуды колебаний электроверетена. При этом выбирались значения, обеспечивающие электроверетену устойчивую и долго­

дисбаланс больше 50 гсм, значительно возрастает, достигая зна­ чения большего, чем 0,1 мм.

Исходя из опытных данных о работе электроверетен ЭВА-1 и ЭВН-2, можно сделать вывод, что их удовлетворительная работа

дисбаланса, равная 0,4 гем, которая и рекомендована как допу­ стимая остаточная неуравновешеность для насадок электровере­ тен типа ЭВА-1 и ЭВН-2.

Из условий технологии текстильного производства кружки прядильных электроверетен жестко не фиксируются на оси вра­ щения и являются съемными, кроме того, рабочее положение оси вращения кружек и насадок вертикальное. Эти обстоятель­ ства и ряд других приводят к выводу о целесообразности при­ менения для их балансировки станков с вертикальной осью.

В настоящее время отечественная промышленность распола­ гает широкой гаммой современных станков для динамической балансировки горизонтально вращающихся деталей. Многие станки полностью автоматизированы и находятся на уровне луч­ ших зарубежных образцов.

Для балансировки вертикально вра­ щающихся деталей разработаны опытные образцы станков. Эти станки найдут ши­ рокое применение в текстильном машино­ строении.

Уравновешивание насадок и кружек электроверетен производится на баланси­ ровочных машинах типа ДБ-10. Очевид­ но, что наиболее рациональным является уравновешивание электроверетен в соб­ ранном виде, как на рабочих, так и на ре-

Ю'3п об/мин

Рис. 2. Зависимость величины двойной амплитуды вибрации электроверетена от скорости вращения при различных величинах дисбаланса

зонансных скоростях вращения с приводом от собственного элек­ тродвигателя.

Для этих целей необходима разработка специальной балан­ сировочной машины, повзоляющей уравновешивать собранные электроверетена в вертикальном положении.

Е. А . ВОРОНОВ

ТОЧНОСТЬ УРАВНОВЕШИВАНИЯ ЦИЛИНДРОВ ПЕЧАТНЫХ МАШИН

Проектирование быстроходных печатных машин и, в частно­ сти, высокопроизводительных ролевых ротаций все более насто­ ятельно ставит перед исследователями задачу снижения вибра­ ций и требует решения в теоретическом и практическом направ­ лениях вопроса о точности уравновешивания вращающихся частей, дисбаланс которых является одним из основных источ­ ников колебаний.

Поскольку абсолютное устранение дисбаланса экономически неоправдано и технически затруднено, вытекает необходимость в установлении допускаемых норм на неуравновешенность меха­ низмов, устройств и отдельных элементов.

Вопросу уравновешивания вращающихся деталей и узлов в технике посвящена довольно обширная литература (1]. Однако применительно к отечественному полиграфическому машино­ строению этот вопрос фактически не освещался. Поэтому проек­ тировщики при разработке соответствующих узлов испытывают определенные затруднения в выборе допусков на дисбаланс и руководствуются лишь практическим опытом.

Установление допусков может быть проведено либо посред­ ством сравнения с аналогичными конструкциями, для которых точность уравновешивания известна, либо экспериментальным путем.

Указанные в приведенной литературе величины допускаемого дисбаланса значительно отличаются друг от друга. Эти величи­ ны нельзя непосредственно принять для цилиндров печатных машин, так как они не учитывают специфических условий их работы.

Так, газетный агрегат (ГАУ) имеет на одной жесткой станине цилиндры печатного аппарата диаметром 377 мм, мас­ сой более 1500 дан, длиной образующей 1700 мм с рабочей ско­ ростью вращения около 500 об/мин; красочные валики диамет­ ром 70—90 мм, массой 30—40 дан, длиной образующей 1600— 1800 мм, с рабочей скоростью вращения свыше 3000 об/мин.

Наличие в машинном агрегате таких качественно разных вращающихся систем, оказывающих взаимное влияние друг на друга и работающих в механизмах с разными технологически­ ми функциями, требует применения в каждом конкретном слу­ чае своего критерия при установлении точности их уравновеши­ вания.

ланса и возникающие при этом силы, но и вибрации, возбужда-

емые им и приводящие к появлению в отдельных узлах машины режимов, близких к критическим.

Предварительные тензометрические исследования, проведен­ ные на газетном агрегате ГАУ, подтвердили выдвинутые поло­ жения. Результаты измерения вибраций станины при скорости вращения печатных цилиндров в пределах п = 100 -f-700 об/мин показали, что максимальные смещения в продольном направле­ нии станины (по движению бумажного полотна) при повышении скорости вращения до 600 об/мин характеризуют нарастание ам­ плитуды и изменение частоты колебаний. При этом скорости на­ растания амплитуды вибраций соответствуют явлению резонанса продольных колебаний. Наряду с этим исследования показали, что главным источником продольных вибраций станины являет­ ся печатный аппарат, а исследования вибросостояния агрегата путем введения искусственного дисбаланса на одном из цилинд­ ров печатного аппарата подтвердило, что причина возникнове­ ния продольных колебаний — недостаточно точное уравновеши­ вание цилиндров. Известно также, что дисбаланс цилиндров не

давления на 10%, например, печатные цилиндры агрегата ГАУ

х= — = 0,065,

адопускаемый удельный дисбаланс

подшипниках цилиндров и станине создавал заметное повыше­ ние вибраций. Таким образом, выявление предельного дисбалан­ са, исходя из его влияния на вибрационное состояние машинно­ го агрегата или его отдельных механизмов,— очевидная задача. Ее решению применительно к стендовым испытаниям идеализи­

Работа проводится на экспериментальной установке, схема которой показана на рис. 2. Установка состоит из станины 2, на которой смонтирована пара цилиндров / диаметром 378 мм, длиной образующей 960 мм, расстоянием между опорами 1260 мм. Цилиндры приводятся во вращение от электродвигате­

ны дисбаланса, скорости вращения и при последовательном из­ менении жесткости опор.

Изменение жесткости опор производится заменой опорных станков, в которых на наружной базовой поверхности выполнены пазы определенной ширины. В дальнейшем, после обработки полученных результатов на стенде будет проводиться изучение печатной пары ролевой ротации ПРГ.

Измерение вибраций на станине производится с помощью типовой виброизмерительной аппаратуры сейсмического типа. Замеры прогибов опор, цапф и образующей цилиндров произво­ дятся с использованием тензодатчиков сопротивления с приме­ нением обычной тензометрической аппаратуры.