2.4.5. Защита от вибрации

Основными направлениями обеспечения вибробезопасных условий труда являются: снижение вибрации в источнике возникновения посредством снижения или ликвидации действующих переменных сил; отстройка от режима резонанса путем рационального выбора приведенной массы или жесткости системы; вибродемпфирование – увеличение потерь энергии на трение при колебаниях вблизи режимов резонанса; динамическое гашение колебаний; виброизоляция (рис. 5–8).

Увеличение потерь энергии вибрации может быть достигнуто путем:

использования в конструкции машин материалов с большим внутренним трением («хайдаметов» - сплавов на основе Cu-Ni, Ni-Ti, Ni-Co, твердой резины, дельта-древесины, капрона, такстолита и т.п.);

нанесения на вибрирующие элементы оборудования слоев упруго-вязких материалов, обладающих большими потерями на внутреннее трение, мягких пластмасс, пенопласта, мастик, смазочных веществ;

использования поверхностного трения (например, при колебаниях изгиба двух скрепленных и плотно прилегающих друг к другу пластин);

перевода механической колебательной энергии в энергию токов Фуко или электромагнитного поля.

Рис. 5 - Схема установки агрегатов на виброгасящем основании:

а – на фундаменте и грунте, б – на перекрытии

Рис. 6 - Схема соединения участков трубопровода с помощью эластичной вставки: 1 – участки трубопровода, 2 – эластичная вставка,

3 – фиксирующий хомут

а б

Рис. 7 - Схематичное изображение конструкции пружинных амортизаторов:

а – амортизатор с одной пружиной,

б – двухпружинный амортизатор с резиновыми прокладками

Рис. 8 - Схематичное изображение резиновых прокладок:

а – ребристая, б – дырчатая

Одним из самых распространенных инженерных методов защиты от вибраций является виброизоляция.

Расчет виброизоляторов сводится к определению их геометрических параметров: высоты, площади и числа прокладок, диаметра и числа витков пружины.

Порядок расчета резиновых виброизоляторов может быть принят следующий.

1. Определяют требуемую эффективность виброизоляции в соответствии с приведенными ниже рекомендациями:

центробежные компрессоры 98%,

поршневые компрессоры 85…95%,

центробежные насосы 95%,

автономные кондиционеры 90%,

центробежные вентиляторы 70…95%.

2. Рассчитывают частоту (Гц) вынужденной силы:

f = n,

где n – частота вращения вала центробежной машины или электродвигателя, с^-1 (из двух вынуждающих частот в расчет принимается низшая).

3. Определяют допустимые частоты f_oz собственных вертикальных колебаний виброизолируемой установки.

При отношениях частот f/f_oz , равных 2,5, 3, 4, 5, эффективность виброизоляции составляет, соответственно, 81, 87,5, 93 и 96%.

Условием хорошей работы виброизоляторов является

.

Для вентиляторов с частотой вращения вала n = 5,83…8,33с^-1 рекомендуется соотношение частот:

.

4. Определяют параметры резиновых амортизаторов:

величина статической осадки виброизоляторов

,

площадь поперечного сечения всех виброизоляторов

, м² ,

где Р – вес агрегата со станиной, Н;

 - статическое напряжение в резине (для резины с твердостью по Шору до 40  = 0,098…0,29 МПа, для резины с большей твердостью =0,29…0,49 МПа);

рабочая высота Н_р каждого виброизолятора

,

где Е_д – динамическая модель упругости резины (Ед=7,85…9,81 МПа);

поперечный размер В каждого резинового столбика (диаметр или сторона квадрата) выбирается из условия

Н_р  В  1,5 Н_р ;

общее число резиновых столбиков

,

где S₁ – площадь поперечного сечения одного столбика (цилиндрического - , призматического - );

полная высота каждого виброизолятора

Н = Н_р +1/8 В;

соотношение жерсткостей виброизоляторов в поперечном и продольном направлениях

.

Порядок расчета пружинных виброизоляторов принимается следующий.

1. По конструктивным соображениям определяют потребное количество пружинных опор. Затем рассчитывают усилие Р_в в каждой пружине, обусловленное весом агрегата.

2. Предварительно задаются значением индекса пружины

С= D/d ,

где D – средний диаметр пружины (м), d – диаметр проволоки (м), из которой изготовлена пружина. При расчетах принимают С = 8…12.

3. Определяют коэффициент формы пружины

.

4. Из габаритных условий предварительно задаются величинами среднего диаметра D пружины и статической осадки ее  (=0,01…0,005 м).

5. Задаваясь значением допускаемого напряжения на срез _д – _д=0,39…0,59 ГПа, определяют диаметр проволоки:

, м .

Найденное значение диаметра проволоки округляют до ближайшего большего значения по сортаменту для принятого вида проволоки (пружинная сталь).

6. Проверяют правильность предварительной оценки индекса пружины.

7. Определяют необходимое количество рабочих витков для получения заданной осадки пружины

,

где G – модуль упругости при сдвиге.

Для пружинных сталей в среднем G=78,5 ГПа.

Полученное число витков округляют до целого числа или до числа, кратного 0,5.

8. Определяют длину пружины в сжатом состоянии по формуле

L_сж = t_сж (і – 2) +d (i₀ +1) ,

где i₀ – число опорных витков, i₀ = 2…3;

t_сж – шаг рабочих витков пружины в сжатом состоянии:

t_сж = d + S,

S – минимальный зазор между рабочими витками:

S = (0,3…1,0) d .

9. Определяют длину пружины в свободном состоянии:

L = L_сж +  .

10. Выбирают тип пружины по таблицам, например 11-17 из работы: Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.З. – М.: Машиностроение, 1977.

Технические характеристики и нормы вибрации приведены в ДСН3.3.6.039-99, ГОСТ12.1.012-90.