книги / Справочник по судовой акустике
..pdfВторая возм ож ность заклю чается в наиболее полной реализации ко н с т р у кти в н ы х
средств, |
п р иво д я щ их к |
ум еньш ению интенсивности возм ущ аю щ их сил или п о л |
||||
ному |
и х |
устранению . |
|
|
|
|
В |
целях |
ул учш е н и я ка витационной способности |
рабочих |
колес центробеж |
||
ны х насосов, |
и преж де |
всего рабочего колеса первой |
ступени |
м ногоступенчаты х |
насосов, следует ум еньш ать диф ф узорность входного кольцевого канала, приме
нять лопасти дво яко й |
кр и в и зн ы с |
увеличенны ми |
радиусам и поворота каналов, |
||||||||||||||||
а та кж е |
устанавливать |
направляю щ ие |
|
кол ьца |
на |
упл отнения для ум еньш ения |
|||||||||||||
вихреобразований |
в потоке, |
поступаю щ ем из |
упл отнений в рабочее колесо. |
||||||||||||||||
|
Д л я |
сн и ж е н и я интенсивности |
д искр е тны х |
соста вл я ю щ их на |
лопастной ча |
||||||||||||||
стоте и ее га р м о н и ка х , |
обусловленны х |
|
неравномерным давлением |
на выходе из |
|||||||||||||||
рабочего |
колеса, |
радиальны й |
зазор |
м еж ду |
рабочим |
|
|||||||||||||
колесом |
и |
направляю щ им |
|
аппаратом |
следует |
уве л и |
|
||||||||||||
чивать, |
уделяя |
особое |
вним ание уменьш ению эксцен |
|
|||||||||||||||
триситета |
радиального |
зазора |
по |
о кр у ж н о с ти |
колеса. |
|
|||||||||||||
|
Чтобы |
отдалить |
начало кави тации у осевых насо |
|
|||||||||||||||
сов, |
их |
п р о то чн ую |
часть |
|
следует проектировать |
на |
|
||||||||||||
пониж енны й коэф ф ициент бы строходности, |
предусм ат |
|
|||||||||||||||||
ривая использование |
ка ви та ц и о н н о -сто й ки х |
профилей. |
|
||||||||||||||||
Расчетные значения |
ц и р ку л я ц и и вдоль |
радиуса |
необ |
|
|||||||||||||||
ходимо |
резко |
сн и ж а ть |
к |
периф ерии |
и |
плавно — |
|
||||||||||||
к корню . В еличина и эксцентриситет радиального |
за |
|
|||||||||||||||||
зора м еж ду торцам и лопастей |
рабочего колеса |
|
и |
стен |
|
||||||||||||||
кой |
камеры д о л ж н ы |
бы ть |
миним альны м и. |
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
Д л я ' ум еньш ения |
ам плитуды |
им пульса давления |
|
|||||||||||||||
на выходе |
из рабочего |
колеса |
центробеж ного |
насоса |
|
||||||||||||||
целесообразно устанавливать в периф ерийны х |
сече- |
|
|||||||||||||||||
Рис. |
8.10. Н а п р ав л яю щ ий |
аппарат |
м ногоступенчатого |
|
|||||||||||||||
центробеж ного |
насоса с безлопаточным кольцевы м ко н - |
|
|||||||||||||||||
|
|
|
ф узорны м обратны м каналом . |
|
|
|
|
|
|
||||||||||
1 — корпус; |
2 — передняя |
стенка; |
3 — задняя |
|
стенка; |
|
|||||||||||||
4 — |
уплотнительное |
кольцо; |
|
5 — безлопаточный |
|
кольце |
|
||||||||||||
|
|
|
вой ксшфузорный обратный канал. |
|
|
|
|
|
|
и и я х м еж лопаточны х каналов колеса дополнительны е ко р о ткие лопатки . У л учш е ние о р га низа ци и п о то ка на входе в последую щ ую ступень, способствующее ум ень ш ению неоднородности потока, вихреобразований и турбулентны х пульсаций давления, м ож ет бы ть д о стигнуто за счет увеличения высоты канала направляю щ его аппарата и создания в нем развитого безлопаточного осесимметричного ко л ь цевого ко нф узорного канала; образования на периферии направляю щ его аппарата кольцевой безлопаточиой камеры ; уменьш ения диффузорности обратны х каналов,
а та кж е в |
отдельны х сл уч а я х путем установки то н ки х направляю щ их л опаток |
||
в обратны х ка на л а х . Наиболее совершенная организация потока, однако, дости |
|||
гается применением |
направл яю щ их аппаратов с безлопаточными коиф узорны м и |
||
обратны м и |
каналам и |
[6 ]. |
К о н стр укти в н а я схема та ко го аппарата показана на |
рис. 8.10. |
|
|
|
Д л я ум еньш ения интенсивности дискретной составляющей от неоднородности |
|||
п о то ка за |
рабочим колесом |
выходные кр о м ки лопастей рабочего колеса и вход |
ные кр о м ки л о па то к направляю щ его аппарата н е д о л ж ны быть параллельны, числа
лопастей |
рабочего колеса и спрям ляю щ его аппарата не долж ны быть кратны м и, |
|||
причем ж елательно число лопастей рабочего колеса приним ать нечетным. |
||||
Чтобы ум еньш ить вихревой ш ум , следует |
обеспечивать |
плавные переходы |
||
и за кр у гл е н и я возм ожно больш их радиусов |
по всей |
длине |
проточной части, |
|
в клю ча я |
прием ны й и отливной па тр уб ки . |
|
|
|
Д л я |
сни ж е ни я интенсивности ш ум ообразования у |
порш невы х насосов необ |
ходимо: ослабление силы удара клапанов о гнезда при и х посадке путем ум ень ш ения скорости посадки клапанов и сни ж е ни я и х массы; уменьш ение неравномер-
пости давления в нагнетательном тракте за счет увеличения числа цилиндров и установки воздушных колпаков на выходе из насоса; увеличение жесткостей гидроблока и узлов, связывающих гидроблок со станиной.
У объемных роторных насосов наиболее эффективный путь снижения их шумности сводится к совершенствованию технологии производства и в первую очередь к повышению точности изготовления элементов зацепления рабочих орга нов (шестерен, винтов).
Третье направление снижения шумности насоса — отстройка собственных частот колебаний его элементов и агрегата в целом от частот возмущающих сил.
Рис. 8.11. Влияние на уровни вибрации центробежного насоса установки подшипников качения во вкладыши из прессованного медного волокна.
1 — подшипники без вкладышей; 2 — подшипники во вкладышах.
Четвертая возможность снижения шумности заключается в рациональной компоновке насосных агрегатов. Здесь в первую очередь нужно иметь в виду следующие мероприятия: моноблочную компоновку насосных 'агрегатов (привод и насос имеют общий ротор и общий корпус); вертикальное расположение роторов, максимально возможное их облегчение и обеспечение симметрии жесткости от носительно оси вращения.
Еще одна возможность снижения шумности насосов состоит в применении средств виброизоляции и вибропоглощения. К числу первых относится внутрен няя амортизация, к числу вторых — изготовление корпусных конструкций из материалов с высоким декрементом колебаний и нанесение на них вибропогло щающих покрытии.
Реальным для насосных агрегатов мероприятием является установка под подшипники упругих колец или специальных вкладышей из материалов с вы соким декрементом колебаний (слоистые и металловолокнистые материалы, ре зины и пластмассы). На спектрограмме (рис. 8.11) показан эффект, полученный от установки подшипников качения одноступенчатого центробежного насоса горизонтального исполнения во вкладыши из прессованного медного волокна пористостью 70%, а на фотографии (рис. 8.12) — расположение подшипников в таких вкладышах.
Для ослабления передачи звуковой энергии на опорные лапы или фланцы применяются упругие прокладки, шинио-пневматические и рессорные устрой ства, устанавливаемые между корпусом и станиной насоса. Уменьшение передачи звуковой энергии в трубопроводах достигается при этом с помощью упругих вставок, эластичных патрубков, сильфонов и т. п. (см. гл. 12).
На шумность насосов существенное влияние оказывает технология их изго товления. Снижение шумности может быть получено за счет улучшения качества изготовления насосов — повышения точности обработки и сборки деталей и уз
двух ячеек, настраиваемых на область наибольшей интенсивности шума. Низко частотный шум, связанный с переменной скоростью всасывания, заглушить таким способом не удается из-за малой эффективности ячеек акустического фильтра в пределах тех габаритов, которые могут считаться приемлемыми. Для его умень шения целесообразно использовать глушитель с элементами трения в виде щелей и отверстий, представляющих параллельный канал для переменной составляю щей потока.
Одна из возможных конструкций глушителя, позволившая снизить шум
всасывания до уровня шума, |
излучаемого поверхностью компрессора, показана |
||||||||||||
|
на рис. 8.13 |
[8]. |
Заглушение |
в полосе 100—250 Гц, |
|||||||||
|
свойственное этой конструкции, составляет |
28—30 дБ. |
|||||||||||
|
|
Шум всасывания снижается и- без |
глушителя, |
||||||||||
|
если воздух к всасывающему патрубку подводится |
||||||||||||
|
через гибкий резиновый или резиноармнрованный |
||||||||||||
|
рукав. При длине рукава |
около 20 |
калибров заглу |
||||||||||
|
шение |
шума составляет |
|
10— 15 дБ |
в |
широком |
диа |
||||||
|
пазоне |
частот. Меньшее |
заглушение |
(~ 1 0 |
дБ) |
дости |
|||||||
|
гается при использовании гибкого металлического |
||||||||||||
|
рукава. |
Степень |
заглушения |
оценивается |
разницей |
||||||||
|
уровней шума, излучаемого без заглушающего уст |
||||||||||||
|
ройства и с таким устройством, при измерении на |
||||||||||||
|
расстоянии 0,5 м от всасывающего патрубка |
в первом |
|||||||||||
|
случае и 0,5 м от входного отверстия |
глушителя или |
|||||||||||
|
рукава — во втором. |
поверхностью |
компрессора, |
||||||||||
|
|
Шум, |
излучаемый |
||||||||||
|
обусловлен силами инерции, силами давления, перио |
||||||||||||
|
дически деформирующими |
крышки |
и стенки |
цилинд |
|||||||||
|
ров и действующими на остов компрессора через кри |
||||||||||||
|
вошипно-шатунный механизм, колебаниями |
давления |
|||||||||||
|
в трубопроводах и узлах |
межступенчатых |
коммуника |
||||||||||
|
ций, ударами в подшипниках, приводных и вспомога |
||||||||||||
Рис. 8.13. Глушитель |
тельных механизмах. |
его |
компоновка |
предопреде |
|||||||||
|
Схема |
компрессора, |
|||||||||||
шума всасывания. |
ляют значения неуравновешенных сил, моментов этих |
||||||||||||
|
сил |
и |
степень |
неравномерности |
опрокидывающего |
момента. Неуравновешенные силы и моменты относятся к числу основных источ ников низкочастотной вибрации судовых компрессоров. Компоновка влияет также на уровни вибрации и шума в области средних и высоких частот. Здесь ее роль обусловлена расстоянием от источника вибрации до опор или излучающих по верхностей и степенью затухания колебании на пути их распространения.
Можно считать, что обеспечение низких уровней шума и вибрации компрес сора начинается с выбора его компоновки. При наличии жестких требований к виброшумовым характеристикам необходимо, чтобы были уравновешены центро бежные силы и силы инерции первых двух порядков от поступательно-движу- щихся масс. Уравновешивание указанных сил может быть достигнуто с помощью многорядной, в том числе оппозитной схемы расположения цилиндров или при менением специального уравновешивающего механизма. Многорядиая схема спо собствует выравниванию опрокидывающего момента и снижению вибрации, ко торую он вызывает. Удовлетворительным можно считать момент, гармоники кото рого не превышают 10— 12% его среднего значения.
Динамическое воздействие опрокидывающего момента может быть умень шено также путем сближения опор с главной осью инерции агрегата. Такое сбли жение уменьшает поворотную жесткость и собственную частоту колебаний- /с Оно оправдано в области значений /с < 0,7/, где / — частота наиболее интенсив ных гармоник момента. Это условие отвечает меньшему значению коэффициентов динамичности и передачи сил по сравнению с обычным для поворотных колебаний диапазоном значений /с = (0,7-г-2,7) /, вследствие чего уменьшаются как пере даваемый момент, так и амплитуда колебаний агрегата. В предельном случае, при шарнирной опоре на главной оси инерции (/с -> 0), передача момента опре: деляется величиной трения в шарнире.
Одной из форм колебаний, вызываемых напряжениями, являются характер ные для компрессора изгибные колебания консольно выполненных цилиндров. Задача их ограничения состоит в обеспечении достаточного удаления собственной частоты, свойственной колебаниям этой формы, от частотного диапазона, вклю чающего интенсивные гармоники нормальной силы. Решение задачи при заданной частоте вращения сводится к увеличению жесткости основания консоли. При ориентировочной оценке можно полагать жесткость недостаточной, если в бескрейцкопфной машине частота указанной формы свободных колебаний оказывается ниже 25-кратной частоты вращения вала.
Рассматривая цилиндр и крышку как консольную балку с массой на единицу длины т и сосредоточенной на конце массой Mt можно найти приближенное зна чение частоты свободных колебаний, используя зависимость (8.1.7). Влияние со средоточенной массы учитывается в этой зависимости величиной а. При соотно шении сосредоточенной и распределенной масс в пределах Mlml = 6-н 12 можно принять а = 0,8 (здесь I — длина балки).
Колебания цилиндров вызывают шум, связанный с излучением не только их собственной поверхностью, но в меньшей степени также поверхностью картера и рамы. С колебаниями цилиндра связаны колебания трубопроводов. Они могут* сказываться на увеличении шумиости компрессора при чрезмерной протяжен ности трубопровода между точками крепления. Дополнительное крепление трубо провода в пучности колебаний устраняет в этом случае источник шума и повышает* надежность соединений трубопровода. Предпочтительна та конструкция крепле ния, которая оказывает сопротивление как поперечным перемещениям .трубо провода, так и колебаниям с поворотом в точке крепления.
Колебания трубопровода и связанных с ним деталей могут быть вызваньь пульсациями давления, обусловленными периодической подачей воздуха. В этом, случае изменение жесткости и отстройка собственных частот трубопровода с по мощью дополнительных креплений также ограничивает колебания. Другой путь, уменьшения колебаний трубопровода состоит в ослаблении пульсаций давления. Один из способов ослабления пульсаций — применение буферной емкости, уста навливаемой по возможности ближе к цилиндру. Если трубопровод соединяет дв& ступени компрессора, буферную емкость предпочтительно устанавливать со сто роны нагнетания, поскольку возбуждение волной сжатия больше возбуждения,, которое вызывается волной разрежения, образующейся при всасывании.
Если рассматривать буферную емкость как акустический фильтр типа рас ширительной камеры, ее размеры можно определить, задавшисызначением заглу-* шения AL, по формуле
(8.4.1> где т = — ----- отношение площадей сечения камеры и трубопровода; 1е — длина
камеры.
В наибольшей степени фильтром ослабляются колебания, для которых от-
камеры соответствует нечетному числу четвертей волны. Не ослабляются колеба ния с четным количеством четвертей волны на длине камеры.
Ослабление колебаний давления в трубопроводе может быть достигнуто^ также с помощью дроссельной шайбы (диафрагмы) или вентиля, устанавливаемых в точке, где колебательная скорость стоячих волн достигает максимума. Наи больший эффект получается, когда акустическое сопротивление шайбы согласо вано с волновым сопротивлением трубопровода. Условие согласования выра жается зависимостью [4]
(8.4.2).
где с0== cm(D/d)2— средняя скорость газа в трубопроводе, определяемая по сред ней скорости поршня ст\ dAl d, D — соответственно диаметры отверстия диа фрагмы, трубопровода, цилиндра.
ОСНОВНЫЕ ИСТОЧНИКИ ШУМА ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН
Классификация шума. Шум, создаваемый электрическими маши нами (ЭМ), подразделяется на три категории: магнитный, механический и аэро динамический.
Магнитный шум ЭМ вызывается электромагнитными силами, действующими в воздушном зазоре между ротором и статором. Основным источником механи ческого шума ЭМ являются дисбаланс ротора, двойная жесткость ротора, под шипники, щетки. Аэродинамический шум ЭМ возникает главным образом от вра щения ротора и вентилятора в воздушной среде. В ЭМ со скоростью ротора больше 50 м/с этот источник шума является превалирующим.
Рис. 8.14. Основные источники шума электрической машины постоянного тока.
/ — неуравновешенность ротора; 2 — подшипниковый шум; 3 — щеточный шум; 4 —■магнитный шум; 5 — вентиляцион ный шум.
На рис. 8.14 показана конструктивная схема одноякорной машины постоян ного тока с основными источниками шума.
Шум ЭМ зависит от ее мощности, частоты вращения и конструктивного ис полнения. Уровень шума самовентилируемых ЭМ L, дБ, пропорционален номи нальной мощности N и квадрату частоты вращения:
L » 101g + 201g л + Я . |
(8.5.1) |
Значение К зависит от конструктивных и технологических особенностей машины, а также от условий измерения шума (8.5.1).
В зависимости от назначения ЭМ требования по шумовым характеристикам различны. Согласно ГОСТ 16372—70 различные типы ЭМ (с номинальной мощ ностью выше 0,25 кВт и номинальной частотой вращения до 4000 об/мин) разде лены на пять классов по шуму: 0,' 1, 2, 3, 4. Для ЭМ постоянного и переменного тока обычного исполнения класса 1 средние значения уровней звука Д, дБА, на расстоянии 1 м от контура машины не должны превышать значений, .указанных
втабл. 8.1.
Взависимости от типа машины, исполнения (подшипник качения, подшипник
скольжения) и быстроходности в ее шуме преобладает тот или иной источник. В табл. 8.2 приведена классификация основных источников шума ЭМ; типичные спектры шума даны при неработающем вентиляторе,
|
Зависимость уровня шума электрических машин |
|
||||||
|
от мощности и частоты |
вращения |
|
|
|
|||
|
|
Ориентировочные значения уровня шума, дБА, |
||||||
|
|
электрических машин при номинальной частоте |
||||||
Номинальная |
|
|
вращения, |
об/мин |
|
|||
мощность, кВт |
|
юоо— |
1500— |
2200— |
3000— |
|||
|
до |
1000 |
||||||
|
1500 |
|
2200 |
|
3000 |
4000 |
||
0,25— |
1,50 |
64 |
68 |
|
70 |
' |
71 |
75 |
1,50— |
4,00 |
67 |
72 |
|
74 |
|
76 |
80 |
4,00— 15,00 |
74 |
78 |
|
82 |
|
85 |
89 |
|
15,00—45,00 |
80 |
85 |
|
87 |
|
89 |
93 |
|
45,00— 132,00 |
85 |
92 |
|
95 |
|
97 |
100 |
|
132,00—400,00 |
90 |
96 |
|
98 |
|
100 |
104 |
|
400,00— 1000,00 |
94 |
100 |
|
103 |
|
105 |
109 |
|
Магнитный |
шум. Магнитный шум ЭМ возникает под действием знакопере |
менных сил в воздушном зазоре'(рис. 8Л5). Силы в воздушном зазоре действуют на ротор и на статор. Ротор — наиболее устойчивый и неизменный компонент ЭМ, хорошо сопротивляющийся деформации. Магнитный шум ЭМ создается в основном
за счет |
деформации статора. |
При |
|
|
|
|||||
расчетах |
ярмо |
' машины |
обычно |
|
F z(W > |
|||||
представляют VB виде цилиндриче |
|
|||||||||
ской оболочки, |
на которую воздей |
|
F y f r t ) |
|||||||
ствует |
система |
с числом |
волн г, |
|
|
|
||||
периодически изменяющиеся во вре |
|
|
|
|||||||
мени и симметрично распределенных |
|
|
|
|||||||
по окружности "радиальных и тан |
|
|
|
|||||||
генциальных сил. |
|
|
|
|
|
|
||||
Магнитный |
шум — функция |
|
|
|
||||||
плотности магнитного потока, коли |
|
|
|
|||||||
чества и формы полюсов, количе |
|
|
|
|||||||
ства и формы пазов и геометрии |
|
|
|
|||||||
воздушного зазора. |
|
|
|
|
|
|
||||
В воздушном зазоре асинхрон |
|
|
|
|||||||
ного |
двигателя |
помимо |
основного |
|
|
|
||||
магнитного поля, создающего |
кру |
|
|
|
||||||
тящий момент на валу, возникает |
|
|
|
|||||||
большое количество высших гармо |
|
|
|
|||||||
нических полей: обмоточные |
выс |
Рис. 8.15* Действие |
возмущающих |
ма |
||||||
шие |
гармонические поля, обуслов |
|||||||||
ленные |
несинусоидальным |
распре |
гнитных сил F (радиальных Fx, танген |
|||||||
делением |
магнитодвижущей |
силы |
циальных Fyt аксиальных Fz)t на статор |
|||||||
по воздушному |
зазору; |
зубцовые |
электрической машины. |
|
||||||
поля, |
|
обусловленные |
переменной |
|
высшие гармониче |
|||||
магнитной |
проводимостью |
в. воздушном зазоре машины; |
||||||||
ские |
поля |
от |
различных |
несимметричностей в магнитной цепи машины; |
выс |
шие гармонические поля от несимметричности напряжения, питающего машину; высшие гармонические поля от насыщения магнитопровода.
В асинхронном двигателе с симметричной обмоткой статора, с целым числом пазов на полюс и фазу возникают высшие гармонические поля со следующими,
числами пар полюсов: |
|
|
|
от обмотки статора |
р (2tn1q1+ |
1); |
(8.5.2) |
V = |
|||
от обмотки ротора |
P (2т 2<72+ |
|
|
H* = |
1 )— |
(8.5.3) |
842
Таблица
Основные источники шума электрических машин ^личны х типов
Тип электрической машины' |
Исполнение |
Основные источи ки шума |
Типичный спектр шума |
Крупные электродвигатели по |
На подшипниках скольже |
стоянного и переменного то |
ния |
ка (п < 1000 об/мин) |
|
Электрические |
машины по |
На подшипниках скольже |
|
стоянного и |
переменного то |
ния |
1 |
ка средней и малой мощ |
На |
подшипниках каче |
|
ности (п < |
1500 об/мин) |
ния |
2 |
Магнитные силы, посто ронний вентилятор, щет ки
Магнитные силы, дебаланс, встроенный вентилятор Подшипники, магнитные силы, дебаланс, встроен
ный вентилятор
1 ' ' Д ;
/
А
W 10г 103 10*
Тип электрической машины Исполнение
Электрические |
машины по |
На подшипниках скольже |
|
стоянного и |
переменного то |
ния |
1 |
ка средней и малой мощ |
На |
подшипниках каче |
|
ности {п < 3000 об/мин) |
ния |
2 |
Крупные турбогенераторы — |
На подшипниках скольже |
100—500 МВт |
ния |
(п > 3000 об/мин) |
|
Основные источники шума
Дебаланс, магнитные силы, встроенный вентилятор
Подшипники, дебаланс, магнитные силы, встро енный вентилятор
Дебаланс, магнитные силы, встроенные вентиляторы, щетки
Высокочастотные индукторные |
На подшипниках скольже Магнитные силы |
генераторы |
ния и на подшипниках |
(п — 1500—3000 об/мин) |
качения |
Типичный спектр шума
Ц б |
|
\ |
Л.___ |
— |
|
|
г~ |
||
50 |
Л 1 |
|
|
1 |
|
|
|
||
|
rU \ |
|
1 • |
|
0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
10 |
10г |
|
103 |
10* |
*,Гч
10 |
102 |
Ю3' |
10" |
|
|
f j o |
|
4Д* |
|
|
|
50 |
д |
№ |
|
0 |
Ю2 |
10* |
м* |
10 |
<6ÿ3
в |
случае |
ф азной о бм отки и |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
г? 2 + Р — |
|
(8 .5 .4 ) |
в |
случае |
ко р о тко за м кн у то й |
обм отки |
(«беличьей кл е тки » ); |
|
|||||
|
о т'зу б ч а то с ти статора |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
v2 = |
p [ |
|
(8 .5 .5 ) |
|
|
о т |
зубчатости р о то р а |
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
(8 .5 .6 ) |
В |
эти х |
ф орм улах: mv m 2 — |
число |
фаз обм о тки; |
р — число |
пар полю сов осно в |
||||
н о го п оля; |
q2 = |
— 1, — 2, ± 3 , |
...; гг и 22 — |
число пазов статора и ротора; |
||||||
|
1, |
2, 3, ... |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
К р у го в ы е |
частоты |
равны соответственно: |
|
|
|||||
|
д л я |
полей |
статора |
<вСт = |
щй = 2 я / 0; |
|
(8 .5 .7 ) |
|||
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
для |
полей ротора (отнесенного к статору) |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
ü>n = û |
> |
o [ - ^ ( l - s ) + |
s ] , |
(8 .5 .8 ) |
.тде /о — частота питаю щ ей сети; а — ско л ьж е н и е ротора относительно основного
вращ аю щ егося |
поля статора^ |
|
|
|
|
Значения |
м а гн и тн ы х и н д у кц и й вы сш их га р м о н и че ски х |
полей определяю тся |
|||
то ка м и , параметрами о бм оток (числом в и тко в , обм оточны м и |
коэф ф ициентами) и |
||||
.м агнитной цепью |
(величиной воздуш ного зазора, коэф ф ициентом К ар те р а ). З н а |
||||
чения и н д укц и й |
зубц овы х га р м о н и к полностью определяю тся парам етрам и зуб - |
||||
.цовы х зон статора и ротора (формой |
паза, величиной возд уш ного |
зазора). Со |
|||
здаются благоприятны е условия для |
возб уж д ения больш ого числа |
собственны х |
частот колебаний статора. Число волн г равно разности чисел пар полю сов взаим о
д е й ствую щ и х полей статора v и |
ротора р,: |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
г = | V — j i | . |
|
|
|
|
(8 .5 .9 ) |
||
Ч астоты |
во зн и ка ю щ и х п ри |
этом |
форм деформации |
ко л ьц а |
статора соответ |
|||||
с тв у ю т |
по р яд ка м д ействую щ их |
сил . |
Ж е стко сть |
ко л ьц а |
статора |
зависит от его |
||||
геом етрических размеров, а т а кж е о т |
п о р яд ка деформации |
(пропорционал ьна г 4 |
||||||||
при г ^ |
2). П оэтом у в образовании м а гн и тн о го ш ум а и вибрации |
имеют значение |
||||||||
главны м образом м а гни тны е силы |
н и з к и х п о р я д ко в , |
п ри |
ко то р ы х ам плитуды д и |
|||||||
н а м и ческих деформаций становятся наибольш им и . В |
м алы х |
а синхр о нн ы х д в и га |
||||||||
тел ях та ки м и |
н и зки м и поряд кам и |
м ож но считать |
г с |
4, |
а в |
средних и к р у п н ы х |
||||
д вига те л я х — |
больш ие значения |
/ |
(до г < : 12). |
П о с к о л ь к у |
п о р я д о к ко л ебаний |
•зависит о т соотнош ения |
чисел пазов' статора zxи ротора 2 2, необходимо подбирать |
||
и х т а к , чтобы п о лучи ть |
по возм ож ности |
более вы сокое значение т. |
|
Значения радиальны х м а гн и тн ы х |
сил, |
д е йствую щ и х на е д иницу площ ади |
|
р а с то ч ки статора, определяю тся следую щ им |
вы раж ением : |
тд е |
В& |
(х, |
t) — радиальная слагаю щ ая |
и н д у кц и и |
в воздуш ном зазоре. |
|
|
||
|
И з |
сил, |
вы зван ны х взаимодействием |
га р м о н и к |
полей статора и ротора, |
н а и |
|||
более сущ ественны те, ко то р ы е обусловлены зубцовы м и га р м о ника м и . Э ти |
силы |
||||||||
м о гу т создавать значительны е |
деф ормации статора, особенно |
п р и н и з к и х |
поряд |
||||||
к а х |
колебаний, во зн и ка ю щ и х |
в случае |
неудачного вы бора |
соотнош ений |
чисел |