Розрахунок віброізоляторів

Якщо прийняти коефіцієнт передачі сили в межах , можна знайти відповідну необхідну жорсткість віброізоляції. Для зменшення коливань технічного пристрою під час пуску та зупинки при проходженні через резонансну зону необхідно передбачити, щоб система віброзахисту мала також демпфіруючі властивості.

Динамічне навантаження, що діє на віброізолятор у робочому режимі:

, (7.45)

де А₁ — амплітуда коливань;

k — жорсткість віброізолятора.

Розрахункове навантаження віброізолятора:

, (7.46)

де Q_ст — статичне навантаження віброізолятора;

k_д — коефіцієнт динамічності, (k_д 1,5).

Для віброізолятора у вигляді гвинтової пружини діаметр дроту [3]:

(7.47)

÷11 — індекс пружини, k_кр — коефіцієнт кривизни витка, [τ] — допустима напруга кручення для матеріалу дроту.

Необхідна кількість робочих витків визначається з оглядом на задану лінійну жорсткість гвинтової пружини [3]:

, (7.48)

де G — модуль зсуву для матеріалу пружини, d — діаметр дроту, k — жорсткість, q — індекс пружини.

Для гумового віброізолятора площу поперечного перерізу знаходимо з рівняння [5]:

, (7.49)

де — допустима напруга стискання для гуми.

Робоча висота віброізолятора:

, (7.50)

де — динамічний модуль пружності гуми.

50

Ефективний шлях зниження вібрації машин — зрівноваження роторів. Незрівноваженість проявляється при ексцентричному розташуванні відносно осі обертання центра обертових мас. Для усунення незрівноваженості використовують статичне та динамічне балансування. Статичне балансування достатнє для дисків з відносно малою товщиною. Виконують статичні балансування на лінійках або роликах (рис. 7.14).

Рисунок 7.22 Схема статичного балансування:

а) на лінійках. б) на роликах.

Динамічна незрівноваженість характерна для відносно довгих роторів, для яких L>0,5Д (рис.7.15) В цьому випадку навіть статично зрівноважений ротор може мати зміщені в поздовжньому напрямку центри мас верхньої та нижньої половини ротора (рис.7.15).

Рисунок 7.23 Схема дії динамічного незрівноваженого ротора.

Динамічна незрівноваженість обумовлює появу гармонійно змінного головного момента та, відповідно, гармонійно змінних реакцій в опорах. В результаті в опорних конструкціях з’являються поштовхи, удари з частотою обертання незрівноваженої маси. Для усунення динамічної незрівноваженості використовують спеціальні пристрої для балансування (верстати).

51

1. Раціональний вибір опор.

Використання для вала жорстких опор замість шарнірних значно підвищує жорсткість конструкції. З рис.6.5 видно, що заміна типу опор з шарнірних на жорсткі при симетричному навантаженні вала приводить до 4-х кратного збільшення жорсткості вала.

Рисунок 6.24. Вплив виду опор на пружні деформації вала.

,

5. Початкове технологічне чи пружне деформування в сторону, протилежну робочим деформаціям (рис.6.6).

Рисунок 6.25. Допуск на непрямолінійність горизонтальних направляючих

призначений в сторону, протилежну деформаціям.

6. Забезпечення раціонального балансу пружних переміщень системи.

Наприклад, нераціонально мати конструкцію з жорстких деталей, стягнутих податливими болтами.

7. Розширення області використання конструкцій, що працюють на стиск замість тих, що працюють на згинання.

Рисунок 6.26. Розрахункові схеми балки діаметром d.

Наприклад, жорсткість балки, що закріплена консольно (рис.6.7.) та працює на стискання, на 3÷4 порядки вища жорсткості тієї ж балки, що працює на згинання.

Дійсно, деформація стискання:

(6.5)

а деформація згинання:

(6.6)

В рівняннях (6.5 та 6.6) S — площа поперечного перерізу балки, а І_х — осьовий момент інерції балки.

Визначимо відношення деформацій:

(6.7)

Для балки круглого перерізу діаметром d:

(6.8)

(6.9)

Якщо використати (6.8) та (6.9) у відношенні (6.7), отримаємо:

(6.10)

При ,тобто жорсткість конструкції, що працює на стискання, на 3÷4 порядки вище жорсткості тієї ж конструкції, що працює на згин.