книги / Эксплуатация шахтных вентиляторов
..pdfА |
с |
|
Предельное число |
|
Радиальный |
зазор |
|
|
R |
|
оборотоз в |
минуту |
|
|
|||
|
Динами le- |
при |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
с кая гру |
|
|
|
|
|
|
|
|
зоподъем |
|
|
|
Дополни тельные |
||
|
|
ная сила, |
консистент |
жидкой |
Осиониой |
|||
X |
Y |
|
ряды |
|
||||
Н |
ной смазке |
смазке |
Р1Д |
|
|
|
||
|
|
|
1-П | |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
2-й |
3-й |
|
0,67 |
3,51 |
28 100 |
1600 |
2000 |
0,05 |
0,08 |
0,11 |
0, 15 |
|
|
|
|
|
0,08 |
0,11 |
0,15 |
0,2 |
0,07 |
3,4 |
47 500 |
1250 |
1600 |
0,06 |
0, G9 |
0,12 |
0,16 |
|
|
|
|
|
0,09 |
0,12 |
0, 17 |
0,23 |
0,07 |
3,38 |
6270 |
1000 |
1250 |
0,07 |
0,11 |
0, 15 |
0,21 |
|
|
|
|
|
0,11 |
9, 15 |
0,21 |
0,28 |
0,67 |
3,46 |
77 800 |
800 |
1000 |
0,08 |
0,12 |
0,17 |
0,23 |
|
|
|
|
|
0,12 |
0,17 |
0,23 |
0,31 |
0,67 |
3,44 |
124 000 |
630 |
800 |
о,п |
0,17 |
0,23 |
0,32 |
|
|
|
|
|
0,17 |
0,23 |
0,32 |
0,32 |
0,67 |
3,52 |
210 000 |
315 |
400 |
0,15 |
0,23 |
0,31 |
0,44 |
0,67 |
3,59 |
257 000 |
250 |
315 |
0,23 |
0,31 |
0,44 |
0,58 |
0,15 |
0,23 |
0,31 |
0,44 |
|||||
|
|
|
|
|
0,23 |
0,31 |
0,44 |
0,58 |
0,67 |
2,76 |
53 000 |
1250 |
1600 |
0,05 |
0,08 |
0,11 |
0,15 |
0,08 |
0,11 |
0,15 |
0,2 |
|||||
0,67 |
2,63 |
68 100 |
1000 |
1250 |
0,06 |
0,09 |
0, 12 |
0,17 |
0,67 |
2,7 |
108 000 |
630 |
800 |
0,09 |
0,12 |
0, 17 |
0,23 |
0,07 |
о,и |
0,15 |
0,21 |
|||||
|
|
|
|
|
0,11 |
0,15 |
0,21 |
0,28 |
0,67 |
2,78 |
130 000 |
630 |
800 |
0,08 |
0,12 |
0,17 |
0,23 |
0,67 |
3,0 |
195 000 |
500 |
630 |
0,12 |
0,17 |
0,23 |
0,31 |
0,11 |
0,17 |
0,23 |
0,32 |
|||||
0,67 |
2,98 |
205 000 |
400 |
500 |
0,17 |
0,23 |
0,32 |
0,42 |
0,17 |
0,23 |
0,32 |
0,42 |
|||||
0,67 |
3,07 |
432 000 |
315 |
400 |
0,15 |
0,23 |
0,31 |
0,44 |
0,67 |
4,07 |
146 000 |
400 |
500 |
0,23 |
0,31 |
0,44 |
0,58 |
вала вод втулкой; L —длина конусн. й втулки.
вых дорожек колец подшипника под влиянием посадоч ных натягов, при этом увеличение диаметра внутренне го кольца равно примерно 70% от величины натяга.
Рекомендуемые величины натяга приведены ниже:
Диаметр вала, мм |
80—120 |
120—180 |
180—250 |
250—4ГО |
|
Относительная ве |
|
|
|
|
|
личина |
на груз |
0,1; 1—0,15 0,1; 1-0,15 |
0,1; 1—0,15 |
0,1; 1—0,15 |
|
ки |
натяга |
||||
Величина |
0,05 0,045 |
0,045*0,048 |
0,055-0,058 |
0,07-0,08 |
|
|
|
0,05-0,056 |
0,055*0,065 |
0,066-0,076 |
0,09-0,11 |
Когда ротор с одетыми подшипниками опускается в расточки опор и подшипники нагружаются весом вала и рабочего колеса, происходит деформация наружной обоймы и тел качения, в результате чего радиальный зазор несколько увеличивается сравнительно с замерен ным без нагрузки. Увеличение зазора составляет 0,02— 0,05 мм в зависимости от размера и серии подшипника.
Отечественная промышленность выпускает подшип ники качения каждого типоразмера с несколькими ря дами зазоров. Поскольку роликоподшипники роторов вентиляторов устанавливаются на валы с большим натя гом и работают при температурах до 80—90°С, рекомен дуется выбирать подшипники с расширенным рядом за зоров (первым или вторым). Следует также иметь в виду, что способность к восприятию одновременно с ра диальной и осевой нагрузки увеличивается с увеличени ем заззра.
Радиальные двухрядные сферические роликоподшип ники поставляются с четырьмя рядами зазоров — основ ным и дополнительным. Номер ряда обозначается циф рой, находящейся перед условным обозначением класса точности, например, 203652 — роликоподшипник № 3652, выполненный с вторым рядом зазоров и имеющий нор мальную точность (0).
Осевой зазор в подшипнике, характеризующий воз можное осевое перемещение вала, в таблицах не приво дится. Он может быть вычислен с учетом величины ра диального зазора на основании соотношений: для роли коподшипников радиальных сферических всех серий а/Дг=4,2—4,5; для шарикоподшипников радиально упорных а/Дг=1,2—1,4.
§ 56. Критические частоты вращения ротора
Неподвижные в пространстве, но изменяющие поло жение относительно вала нагрузки (см. § 53) действуют
282
на ротор с частотой, равной частоте его вращения. В роторах с рабочим колесом, насаженным на вал между опорами, эти нагрузки вызывают вращательное движе ние вала относительно линии его статического прогиба (ось вала при вращении описывает «бочку»).
В консольных валах дополнительно возникает вра щение конца вала относительно геометрического центра концевого сечения, совпадающее по направлению с вра щением вала (прямая прецессия), либо противополож ное направлению вращения вала (обратная прецессия). Прямая прецессия уменьшает угол прогиба, обратная его увеличивает.
Каждый ротор в зависимости от его жесткости, а также жесткости опор имеет определенную частоту соб ственных поперечных (изгибных) колебаний, которая совпадает с так называемой критической частотой вра щения и может быть найдена расчетным или экспери ментальным путем. При наличии хотя бы незначитель ного дисбаланса имеет место эксцентриситет (е) центра тяжести рабочего колеса относительно оси вращения. Вращающийся прогиб вала, величина которого опреде ляется степенью приближения рабочей частоты враще ния со и критической сок, определяется из уравнения
У ~ ш2к/(о2 — I »
из которого видно, что при равенстве рабочей' и крити ческой частот наступает явление резонанса и у = оо. В действительности, благодаря силам упругости материа ла, до бесконечности прогиб не растет, но увеличивается многократно, что приводит к сильным вибрациям и раз рушению вала, опор и фундамента. Устойчивая работа ротора обеспечивается при условии, что собственная частота поперечных колебаний превышает рабочую не менее чем на 28—30%, т. е. сон^1,28—1,Зсо.
Ниже приведена методика определения сок для кон сольных и двухопорных роторов. В этой методике учи тывается только жесткость собственно вала и массы одетых на вал узлов и деталей. К сожалению, в настоя щее время нет достаточного экспериментального мате риала, который позволил бы разработать метод расчета соКр системы вал — опоры — бетон. Следует помнить, что недостаточная жесткость этой системы резко снижает сонр» вплоть до попадания в резонанс. Отсюда необхо димость качественного выполнения фундаментов, жест
кой связи корпусов подшипников с бетоном фундамента, обеспечиваемой только при плотном прилегании про кладок под опорной плитой к опорным поверхностям плиты и фундамента, а также друг к другу и соблюде нии всех требований монтажа, изложенных в гл. 1.
Поскольку валы всех вентиляторов проверяются на критическую частоту вращения и имеют достаточную отстройку от нее, определителем низкой жесткости си стемы опоры — фундамент являются чувствительность системы к небольшим разбалансам, необходимость частой балансировки, повышенные вибрации. Все это
Рис. 91. Схема приложения нагрузок для вала с кон'солыо
свидетельствует о том, что собственная частота системы близка к вынужденной (частоте вращения), поэтому имеют место резонансные явления. В таких случаях необходимо тщательно проверять фундамент на наличие трещин, разбивать бетон вокруг фундаментных опорных плит подшипников, выдерживать необходимую чистоту поверхности бетона в местах установки прокладок, уста навливать пакеты прокладок у фундаментных болтов и под осью вала по всей длине, проверять качество при легания, после этого подливать плиты быстротвердеющим бетоном.
Критическая частота вращения вала с консольно насаженным рабочим колесом. Рассматривая вал как систему, нагруженную двумя силами — весом колеса на консоли и весом межопорной части вала, который с до статочной степенью точности принимается приложенным
в середине пролета |
(рис. 91), — можно |
определить |
пер |
|
вую и вторую критические частоты |
п |
по формуле |
||
п \ I I = |
166-103«J п d2 |
|
|
(54) |
— >- ---- - * ■ = = » |
||||
1,11 |
Y M , g L ’ ( k d + t k D) |
|
|
’ |
где d — диаметр вала у опоры со стороны консоли; L — длина консоли.
Коэффициенты tii и «и характеризуют влияние мас сы на критические частоты вращения, они являются корнями уравнения
г*, |
Гl |
9 |
|
t |
(k"D 2 |
1 |
r*. |
[ |
16 |
kd -1- tkD |
J |
||
- • “1[ ' + ( * ) ■ ] |
+ |
1:=0, |
(55) |
где W\> iM ,a„ |
W \ |
aik — коэффициент ствия единичной силы
UVJÎ
влияния (прогиб точки i от дей в точке k),
ail= 3 ,4 -1 0 -6^ ( ^ + ^ ) ; <*22 — 0.212- Ю6-^- k!D\ |
(56) |
Mi — масса консольного участка вала и рабочего ко леса, насаженного на консоль вала:
|
М ,= Ц — |
|
(57) |
|
Gk — вес рабочего |
колеса; |
JJ^L — масса |
консольного |
|
участка вала, |
= |
^ |
— коэффициент |
приведения |
распределенной массы консольного участка к сосредото ченной на конце консоли,
, _ |
1,33/ + |
1 |
|
|
(58) |
|
|
4 ( t |
+ 1) |
’ |
|
|
|
|
|
|
|
|||
М2— сосредоточенная |
в |
середине |
пролета |
масса |
||
межопорного участка вала, Af2 = 0,5p2/, |
|
|
||||
где îа2/ — масса межопорного |
участка вала |
|
||||
ka — коэффициент, |
характеризующий |
непостоянство |
||||
диаметра консоли. |
|
вала, |
консоль |
которого |
можно |
|
Для ступенчатого |
||||||
разбить на k участков, этот коэффициент равен |
|
|||||
Ь*= 2 ^ эЛ |
+ 1. |
|
(59) |
|||
где |
|
/=1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
N i ^ d ' i - |
d \ |
+1; |
bi |
h .. d |
d__ |
|
di • |
|
|||||
|
|
|
|
L * |
|
Для консоли, состоящей из трех участков, формула примет вид
kd = Ь\ Щ\ - 1) + (d\ -Td\) + 1. |
(60) |
Коэффициенты ko учитывают непостоянство диамет ра вала в пролете между опорами.
Для большинства валов межопорный пролет доста точно разбить на три участка, т. е. учесть только изме нение диаметров около опор, тогда
|
kD = Cl (3 - |
Зс, + 2 с \ ) (D\ - |
1) + 1, |
(61) |
|||
— |
с |
— |
= |
D |
. Коэффициенты |
k'D и k"D можно |
|
где с, = |
-у-; |
|
|
принять равными единице, тогда корни уравнения (55) будут зависеть от двух параметров, а именно:
На рис. 92 представлены графики определения щ и Un в зависимости от М и
В приведенном выше расчете масса рабочего колеса была принята точечной, т. е. массовый момент инерции рабочего колеса приравнивался к нулю.
Поскольку в действительности диаметры рабочих колес весьма велики в сравнении с размерами вала, «эффект волчка» несомненно возможен.
Критические частоты вращения с учетом прямой и обратной прецессий определяются по формуле
_____ |
166- \ 0 h l 2Ub> |
|
(63) |
1_ V M l S L ' ( k d + t k D)
где и и о) коэффициенты, учитывающие соответственно влияние массы М2 и гироскопического эффекта на кри тическую частоту вращения; ш зависит в основном от
параметра M,L2 и в некоторой степени |
от / |
(62). |
Коэффициент со определяется по графикам |
(рис. |
93), |
где / о — полярный массовый момент инерции |
рабочего |
|
колеса. |
|
|
Определение коэффициента и и в этом случае мож но производить по графикам (рис. 92), заменив исход ную массу Mi с моментом инерции / 0 точечной массой
тогда
М |
м2 |
2 |
|
||
MjW-* |
|
|
|
|
Критическая частота вращения вала с рабочим ко лесом, расположенным между опорами. Валы с рабо чими колесами, расположенными между опорами, ха рактерны для большинства средних и крупных центро бежных вентиляторов главного проветривания.
Рис. 92. |
Графики и\ и иц для |
Рис. 93. Графики определе |
||||
консольного ротора: |
|
ния |
со: |
|||
ченными |
с двумя |
сосредото |
/ — при |
прямой |
прецессии; 2 — |
|
массами |
Mt |
и М2, |
при |
обратной процессии |
||
. . . . |
масса, |
распределенная |
|
|
|
|
между |
опорами |
(М2=0,5ц2/) |
|
|
|
При промышленных испытаниях вентиляторов обя зательным является теизоизмерение напряжений в их элементах, в том числе и сечениях главного вала, при котором определяется также и частота собственных ко лебаний вала.
С учетом экспериментальных данных можно утвер ждать, что наиболее близкие к фактическим величины
критических частот вращения вала дает методика [17], по которой критическая частота вращения определяет ся с учетом следующих допущений: консольные участ ки вала и расположенные на них массы, такие, напри мер, как зубчатые муфты, в расчете не учитываются; массы принимаются сосредоточенными в месте прило жения нагрузки от колеса, массовыми моментами инер ции пренебрегают; вал переменного сечения заменяет ся эквивалентным валом, площадь сечения и момент инерции которого определяется по приведенной ниже формуле.
б
Рис. 94. График определения критической частоты вращения двух опорного вала:
а — эскиз вала; б — график функции Ф
Критическая частота вращения определяется ПО формуле
__ |
ЗОл |
1 |
/ —I |
(64) |
^Кр |
JJ2 |
1+ 2р. sin2~ |
||
|
|
|
||
|
|
|
L |
|
где Е — модуль |
упругости |
(£ = 2 -108 |
кПа); |
/.WB — мо |
мент инерции сечения эквивалентного вала, |
|
|||
|
П |
|
|
|
4 кв= 5 ] ( А - - '/ + ,) 4 '( - ^ ) . |
(65) |
|||
|
/=1 |
|
|
|
Ф—функция, значения которой определяются по гра
фику, (рис. 94); <7Экв — интенсивность собственной мас-
288
сы эквивалентного вала; |
|
F aHJI — эквивалентная площадь |
поперечного сечения |
вала, |
1 |
1=1
р,— отношение веса рабочего колеса к массе эквива лентного вала,
|
GK |
|
|
(68) |
И*— g-qwB-L |
* |
|
||
где G„ — вес рабочего |
колеса; |
L — расстояние |
между |
|
опорами вала. |
F aKB удобнее свести в |
таблицу |
||
Вычисление / экв и |
||||
(см. пример расчета). |
|
|
от |
левой |
Следует иметь в виду, что /,• — расстояние |
опоры вала до конца рассматриваемого участка с диа метром (U (см. рис. 94).
К р и т и ч еск а я |
частота в р а щ е н и я |
т р а н см и сси о н н о го |
||
в а л а . |
Трансмиссионный |
вал нагружен |
только собствен |
|
ной |
массой. Без |
учета |
влияния опор |
(подвески вала), |
за счет которого величина лкр может снижаться, кри тическая частота вращения трансмиссионного вала определяется по формуле
п = |
(69) |
Полученные по приведенной выше методике значе ния критических частот вращения отличаются от фак тических, найденных экспериментально значений не бо лее чем на 5—7%.
Пр и м е р . Определение частоты собственных поперечных коле баний (критической частоты вращения) вала вентилятора ВЦ15.
Исходные данные: вес рабочего колеса GK= 4500 Н; рабочая ча стота вращения лр=1500 об/м; размеры вала даны на рис. 95. Определяем Лкв по формуле (65) и F3KB по (66). Расчет сводим
в таблицу (95).
п
^ KD= J ] (Л -- Л + 1) ф ( т - ) = 1743 см*;
1=1
П
= J ] {F, - F | +I)S> ^“2г)= 148,3 см*-
Интенсивность собственной массы эквивалентного вала опреде ляется по формуле (66); отношение массы колеса к массе эквива лентного вала — по формуле (68)
450
|
|
|
|
|
|
(Х— 981-0,118-10-2-240= | >62- |
|
|||||||
Угол |
|
|
/ |
5 |
5 |
|
|
|
рад, |
|
|
|
/ |
|
те —^-=7г“240" =0:7199 |
или 41,25°; sin я “£-= 0,66. |
|||||||||||||
Критическая частота вращения (64) : |
|
|
|
|||||||||||
ЗОгс |
-/■ |
2-10° 1743 |
|
i |
|
|
_ ЗОгс |
|
||||||
п== 2322 |
V |
0,11 8- Ю“2 |
1 + 2-1,62-0,662 |
2322 |
' 110,6' 10* |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
= |
1938 об/мин; |
/Zj/Лр = |
1938 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
YgQQ= 1,3, |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
L = 2320 |
|
|
Gк я 600 оН |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
— ^ |
|
||
|
|
■<--------------------------------------------- |
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
Ьг=1860 |
|
|
§и |
|
|||
|
|
|
----------- Ï |
|
|
L__ |
' |
|
||||||
|
г |
|
|
■ |
|
* |
|
|||||||
|
|
|
|
|
1 |
■] |
|
|
|
|
||||
|
À1 |
|
|
» |
|
|
|
\л |
|
|||||
|
|
|
k= 50îs |
|
|
4 |
|
|
|
550> |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
K |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
* |
|
|
♦ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 1 * |
|
|
< |
|
|
|||
5 |
1* il . |
|
чГ |
i |
4 |
|
? ? |
|
||||||
|
I |
II |
|
|
|
|
||||||||
Ч? |
•s* |
ÛT |
|
|
|
|
|
|
|
e* |
ÛT V |
4— X |
||
5 |
|
|
|
|
|
|
0,022 |
X |
||||||
12 |
|
113,1 -Щ 8 |
1018 |
-868 |
0,1 |
-4,1 |
-102 |
|||||||
14 |
186 153,9 |
31,2 |
1886 |
688 |
Г 0,801 |
0,94 |
\29,3 |
647 |
||||||
12,5 232 122,7 |
n |
t j |
1198 |
1198 |
1,0 |
|
1,0 |
122,7 |
1198 |
Рис. 95. Эскиз двухопорного вала
т. е. необходимая отстройка вала от резонансных частот обеспечена. Критические частоты вращения наиболее распространенных венти ляторов, находящихся в эксплуатации, составляют:
Тип вентилятора.................. |
ВРЦД4.5 ВЦД47У |
ВЦД47 |
ВЦД2.2 |
||
Критическая |
частота |
враще |
635 |
645 |
990 |
ния, об/мин |
|
815 |
|||
Тип вентилятора |
|
|
П родолж ение |
||
ВЦ25 |
ВОКДЗ,6 ВОД21 |
ВОД50 |
|||
Критическая |
частота |
враще |
1800 |
1470 |
1100 |
ния, об/мин |
|
935 |
§ 57. Расчет элементов крепления
Крутящий момент от двигателя к рабочему колесу передается через приводную муфту на вал ротора и
290