конспект РиКМА

Рис. 22.21

Достоинства метода Крылова: учтение масс и геометрических парамет-

ров.

Если на валу несколько мешалок, то используют формулу привидения:

Gпр = Gв + K (G1 + G2 ) ,

где K – коэффициент привидения (0,5÷0,9). Если на валу больше двух мешалок, то

где li – расстояние между мешалками.

Для того чтобы уменьшить колебания или увеличить коэффициент жесткости надо уменьшить расстояние между опорами. Поэтому для быстровращающихся деталей днища делают вогнутыми и одну из опор выполняют пружинной.

22.7. Рекомендации по выбору мешалок

Исходя из условий устойчивости ГОСТами рекомендуется при выборе типа мешалок руководствоваться соотношением частот собственных и вынужденных колебаний. На частоту вынужденных колебаний повлиять нельзя. Число оборотов двигателя задается, исходя из технологии проведения процесса, поэтому повлиять можно только на частоту собственных колебаний, выбирая количество и типы мешалок, опоры и опорные мешалки.

Для гибкого вала.

1.Для систем работающих в режиме гибкого вала, вал должен иметь постоянное сечение.

2.Режим гибкого вала не допускается для систем газжидкость.

3.Для гибкого вала заполнение должно быть не менее 0,7V .

4.Воронка должна быть больше H ( H – высота цилиндра).

2

Для жесткого и гибкого вала:

1.Лопастные мешалки должны иметь угол наклона 24°, трех и шести лопаст-

ные – 45°.

2.При жестком и гибком вале используются якорные и турбинные открытые мешалки.

3. В аппаратах с мешалками без демпфирующих устройств не устанавливаются другие технологические устройства.

ГОСТами рекомендуются для систем жидкость – жидкость и жидкость – твердое:

Лопастные Мешалки:

-жесткий вал Ω /ω ≤ 0,7

-гибкий вал Ω / ω ≤ 1,3 ÷1,6 Для всех остальных мешалок:

-жесткий вал Ω / ω ≤ 0,45 ÷ 0,53

-гибкий вал Ω / ω ≤ 1,3

Для систем с газовой фазой гибкие волны использовать не рекомендуется. Для жидких фаз - жесткий вал Ω / ω ≤ 0,4 ÷ 0,6 .

§23. ВИБРОИЗОЛЯЦИЯ

Из-за несбалансированных валов возникают колебания агрегатов. Иногда колебания вызывают с целью проведения технологических процессов – виброгрохоты, вибромельницы, виброплощадки.

Вибрации способствуют преждевременному износу, повышенному расходу энергии, снижают эффективность работы. Приводят к разрушению самой машины и оборудования находившегося с этой машиной.

Все машины, которые вызывают вибрацию, изолируются. Если виброизолируется машина, которая является источником вибраций – активная изоляция. Если изолируются агрегаты, стоящие на одном фундаменте с источником вибрации – пассивная изоляция.

Для уменьшения вибраций, прежде всего, стремятся ликвидировать источник вибрации; уменьшить эксцентриситеты. Если это не удается, то между машиной и фундаментом устанавливают изоляторы.

Все виброизоляторы делятся на:

-мягкие (резиновые коврики, станд. δ = 3мм);

-жесткие (металлические пружины);

-комбинированные (пружины, заполненные битумной массой). При расчете на прочность виброизоляторы делятся на:

-работающие на растяжение;

-работающие на сжатие (когда источник виброизоляции установлен на виброизолятор).

При выборе и расчете виброизолятора задача сводится к следующему:

1.Установить параметры виброизоляции.

2.Определить размеры упругих элементов виброизоляторов.

3.Проверить частоты вынужденных и собственных колебаний изолируемого агрегата.

4.Проверить величины амплитуд вынужденных колебаний изолируемого агрегата.

5.Вычислить возмущающие силы, передающиеся на опорные конструкции.

6.Обосновать необходимость установки постамента между источником вибрации и фундамента. Для этого надо знать: массу машины, координаты ей цен-

тров инерции, частоту обращения основных деталей, центры масс насаженных на вал деталей.

23.1. Пример расчета виброизолятора

Центрифуга опирается на 4 виброизолятора. Рабочая скорость вращения ротора n = 1750 об/мин. Вес установки 410кг. Вес вращающихся масс 48кг. Максимальный эксцентриситет 0,4см. Время пуска – 10 секунд. Материал пружины – хромо-ванадиевая сталь. Дополнительная амплитуда [ A] = 0,05см. Рассчитать виброизолятор и определить, выдержит ли этот виброизолятор, если второе число оборотов 3200об/ми. Расчетная схема представлена на рис. 23.1.

Рис. 23.1

Из теории колебаний известно, что частота собственных колебаний зависит от массы колеблющихся тел и жесткости k .

k

ω =

m

Динамический прогиб: y = β yст

На опорное основание действует динамическая сила R, которую нужно привести к статической:

где γ – коэффициент демпфирования. Учитывает трение и демпфирование. Для тихоходных роторов в пределах до 500 об/мин: β = 1,25

Для быстроходных роторов в пределах больше 500 об/мин:

β = 0,06 0,025

Металлические амортизаторы обладают хорошей прочностью, но слабыми демпфирующими свойствами (γ = 0,03).

Резиновые амортизаторы имеют хорошие демпфирующие свойства, но маленькую прочность (γ = 0,15 0,2 ).

В большинстве случаев назначаются комбинированные амортизаторы: металлические устанавливаются на резиновое основание или пружина заполняется упругими массами.

Пружинные амортизаторы (металлические) рассчитываются по прочности,

резиновые – по модулю сдвига.

1) Расчет основных параметров виброизолятора

Общая жёсткость проектируемых виброизоляторов, т.е. k = mω 2 ;

k= 410 36,32 = 545 кг . 980 см

2

пружинныхй амортизатор (рис. 23.2).

1 – корпус центрифуги; 2 – опорная чаша; 3 – прокладка; 4 – опора изолятора; 5 – пружина; 6 – металлическая прокладка;7 – винт регулировочный

Рис. 23.2

Для того чтобы снизить воздействие вибраций на фундамент между виброизоляцией и фундаментом устанавливаются постаменты.

2) Расчёт необходимости расчета постамента

P0 = mΩ2e = 48 1852 0,04 = 67кг . 981

Амплитуда вынужденных колебаний в рабочем режиме:

Это значит, что постамент не нужен. Если рабочее усилие >0, то между

изолятором и фундаментом устанавливается постамент.

3) Расчет виброизолятора

Динамическая нагрузка, передаваемая на виброизолятор:

Pдин = kА = 545 0,048 = 2,6кг.

Расчетная нагрузка:

Pдин = Pст + 1,5Pдин = 410 + 1,5 2,6 = 414кг .

H = 7,9 = 1,58 < 2,6 прочность и устойчивость пружины обеспечена.

D5

Если > 2,6 , то новое значение C и пересчитать.

4) Проверочный расчет (только листов максимальной длины)

Единичный прогиб пружины:

Амплитуда динамической силы, передаваемой на фундамент:

Pдин = β P0 = 0,012 201 = 2,41кг

πn = 3,14 3200 3212 0,04 = 201кг 30 9,81

y = 1,91 10−3 кг ;

см

A= Pдин у = 2,41 1,91 10−3 ≈ 0,004мм = 0,04см.

23.2.Резиновые амортизаторы

Бывают прямоугольной и круглой формы.

Расчет носит характер последовательных приближений путем подбора геометрических параметров узнается высота и ширина резинового амортизатора прямоугольной формы и диаметр круглой формы.

Площадь сечения всех прокладок: F = Pp . [σ ]

За расчетную нагрузку: Pp = Pст +1,5Рдин .

Допускаемое напряжение резины в зависимости от твердости: при твердо-

Коэффициент жесткости: k p = F Pg .

H p

23.3. Рекомендации по расчетам динамической нагрузки

Для машин с кривошипно-шатунными механизмами:

l

где m1 – масса кривошипа;

m2 – масса возвратно – поступательного движения частей (шток и поршень); mn – масса противовеса;

l – длина шатуна;

l1 – расстояние от центра тяжести шатуна до кривошипа; r – радиус кривошипа;

r1 – расстояние от оси вращения до центра тяжести кривошипа; rn – расстояние от оси вращения до центра тяжести противовеса; ma и mb – приведенные центры масс шатуна и кривошипа;

l2 – расстояние то центра тяжести шатуна до оси вращения; ω – угловая скорость.

Роторы вращающихся осей (для центрифуг и сепараторов):

P0 = mω 2e ,

где e – эксцентриситет массы ротора

Для аппаратов типа центрифуг: e = 0,001D мм.

Для насосов, вентиляторов: e = 0,5 мм, если колесо подвергается динамической балансировке; e = 0,3 + 0,001D , если колесо подвергается статической балансировке.

В случае, если между фундаментом и агрегатом надо установить постамент, необходимо рассчитать массу постамента: