Принципы конструирования подшипниковых опор.

Важнейшим элементом, определяющим показатели надежности вибромашин с кривошипно-шатунными (эксцентриковыми) и инерционными вибровозбудителями, является подшипниковый узел. Случайные отказы вибраторов в процессе эксплуатации в большинстве случаев связаны с выходом из строя подшипников качения.

Вибровозбудители расматриваемого типа относятся к числу устройств с наиболее неблагоприятными условиями работы подшипников, которые определяются следующими факторами:

 наличием значительных инерционных нагрузок, вызванных колебательным движением самого вибровозбудителя; в вибромашинах реализуются ускорения значительно превышающие ускорение свободного падения, результатом которых являются колебания элементов подшипника (сепаратора, тел качения) и дополнительное силовое воздействие на эти элементы;

 высокими удельными радиальными нагрузками, которые составляют более 10% динамической грузоподъемности подшипника;

 высокими частотами вращения в диапазоне от 200 до 300 рад/с, при этом значение скоростного параметра обычно находится в пределах (2¸3,5)×10⁴ мм · рад/ с;

 запыленность и загрязненность окружающей среды, которая усложняет централизованный подвод смазочных и охлаждающих жидкостей, а также делает невозможным проведение качественного ремонта подшипникового узла на месте эксплуатации;

 повышенной рабочей температурой, особенно для машин, работающих с горячим продуктом; например, при условном коэффициенте трения 0,004, диаметре внутреннего кольца подшипника 100 мм и частоте вращения 100 рад/ с на каждые 10000 Н вынуждающей силы выделяется около 0,2 кВт тепла.

Специфика вибрационных нагрузок подшипников качения.

Вибрацию подшипников необходимо рассматривать в двух аспектах: абсолютные вибрации, вызываемые колебаниями всего устройства, и относительные, связанные с колебаниями отдельных элементов подшипников (тел качения, наружного либо внутреннего кольца и сепаратора). Основными причинами относительных вибраций являются отклонения от идеальной геометрической формы рабочих поверхностей качения, радиальное биение колец, упругая контактная деформация. Изучению относительных вибраций посвящено значительное количество научных исследований.

Исследования по изучению абсолютных вибраций подшипников и их влиянию на возникающие при этом дополнительные нагрузки на элементы подшипников практически отсутствуют. Ниже представлены результаты аналитического расчета абсолютных ускорений и сил инерции, которые появляются при пространственном перемещении центра подшипников вибровозбудителей.

Рассмотрим специфику их работы. В отличие от подшипников стационарных механизмов в вибрационном механизме подшипник совершает колебания, и центр тяжести его перемещается по круговой (эллиптической) траектории либо по прямой линии (направленные колебания). При этом возникают дополнительные силы инерции, которые оказывают влияние на работу отдельных его элементов (сепаратора, тел качения). Расчетная схема представлена на рис.3.1.

В качестве примера рассмотрим колебания по круговой траектории.

Совместим неподвижную систему координат с центром колебаний, а подвижную систему с центром подшипника, связанную с наружным кольцом подшипника. Рассмотрим перемещение центра тяжести тела качения, условно помещенного в точку . В процессе работы подшипника тело качения совершает сложное движение, состоящее из переносного поступательного вместе с системой и относительного вращательного по отношению к этой системе в плоскости.

Угловая скорость относительного движения определяется по формуле: , где - угловая скорость абсолютного движения; - соответственно радиусы внутреннего кольца и тела качения

Полагая, что, получим . Рассмотрение конструкций различных подшипников, показывает, что в этом случае погрешность расчетов не превышает 15%.

Запишем уравнение движения в проекциях на оси координат XOY:

(3.1)

,

где , - соответственно наружный и внутренний диаметры подшипника, - угол, определяющий положение тела качения в подшипнике.

Величину абсолютного ускорения и угол j, определяющий направление ускорения, как известно, можно вычислить по формулам:

и (3.2), где и - проекции абсолютного ускорения на неподвижные оси координат.

Зная направление и величину ускорения, можно определить силу инерции, действующую на тело качения по формуле (3.3), где - масса шарика.

Результаты аналитического расчета абсолютных ускорений и сил инерции, действующие на тела качения за один период колебаний, представлены на рис.3.2 при частоте колебаний 105 рад/с и амплитуде 4·10^{-3 м. (Характеристика подшипника качения № 312:} D=130 мм, d= 60 мм, d_ш =22,23 мм, кол-во шариков - 8, масса шарика ~ 0,35 кг.)

Очевидно, что силы инерции, действующие на тела качения подшипника, в процессе работы вибромашин не только отклоняются от радиального направления, характерного для стационарного режима, но и меняют свое направление. При этом в отдельных положениях тел качения они создают моменты, способствующие качению, а в других - препятствующие. Появляющиеся при этом касательные составляющие сил инерции, создают дополнительные силы трения на контакте тело качение-сепаратор и, следовательно, дополнительные моменты сопротивления вращению.

Кроме того, существенный вклад в увеличение моментов сопротивления вращению подшипника вносит дополнительная сила трения, возникающая в зависимости от способа центровки на контакте сепаратор- борт внутреннего (наружного) кольца. Учитывая высокий класс точности изготовления подшипников качения, эксцентриситет не должен превышать 0,05мм. В тоже время при вибрации центра тяжести подшипника величина амплитуды колебаний может составлять от (0,5….5) мм. Очевидно, что в рассматриваемом случае пространственного движения подшипника на сепаратор действует центробежная сила в 10 и более раз больше.

Необходимо отметить также увеличение момента сопротивления вращению, обусловленного сбросом смазки с элементов подшипника центробежными силами.

Представленные аналитические расчеты позволяют сделать следующие выводы:

абсолютные вибрации приводят к возникновению дополнительных сил инерции, что содействует увеличению моментов сопротивления вращению подшипников качения;

наибольшее влияние на относительное изменение инерционных нагрузок, действующих на тела качения, оказывает увеличение амплитуды колебаний;

наибольшее влияние абсолютные вибрации оказывают на увеличения момента сопротивления вращению сепаратора.

В совокупности рассмотренные дополнительные нагрузки создают неблагоприятные условия для эксплуатации вибромашин и требуют при проектировании узлов подшипников выполнения следующих условий:

n применение жидкой смазки с принудительной циркуляцией;

n радиаторов для охлаждения узла подшипников в случаях использования масляных ванн;

n при расчете подшипников назначение более высоких коэффициентов запаса.

При отказе подшипников вибромашин фиксируются следующие браковочные признаки (в порядке убывания частоты появления очередного признака): разрушение сепаратора; абразивное изнашивание и усталостный износ поверхности качения; наклеп и фреттинг-коррозия посадочных поверхностей; перегревание и прочие виды разрушения, в том числе проворачивание колец в посадочных гнездах и т.п.

Вышесказанное позволяет сформулировать следующие основные направления проектирования высоконадежных подшипниковых опор вибромашин:

 применение виброустойчивых подшипников повышенной быстроходности и грузоподъемности;

 следует применять подшипники с массивными латунными сепараторами, центрированными по наружному кольцу, либо отдавать предпочтение подшипникам с пластмассовыми сепараторами;

 недопустимо применять подшипники со штампованными тонкостенными сепараторами, с чугунными сепараторами и с сепараторами, центрированными по телам качения;

 следует применять подшипники с увеличенным радиальным зазором и классом точности 0 и 6;

 выбор конструктивного решения подшипникового узла, обеспечивающего высокую эффективность систем охлаждения, уплотнения и смазки, надежность посадок подшипников в корпус и на вал, удобство технического обслуживания и качественного ремонта.

В создании виброустойчивых подшипников значительного успеха добились зарубежные фирмы SKF (Швеция) и FAG (Германия).

Для вибромашин средней нагруженности можно применять радиальные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами, которые по быстроходности значительно превосходят сферические двухрядные роликоподшипники.

Абразивный износ является одной из самых распространенных причин отказов подшипников при их эксплуатации. Часто причиной выхода из строя является утечка смазочного материала. Для герметизации подшипниковых узлов вибромашин используются радиальные и торцевые манжетные, а также лабиринтные уплотнения.

Классификация вибрационных машин используемых в строительстве и промышленности по производству строительных материалов и изделий представлена на рис. 3.10.

3.2. Вибровозбудители.

Развитие вибротехники характеризуется появлением вибра­ционных машин различного назначения и многообразием их конструктивных решений. Разнообразие типов и модификаций вибрационных машин, а также условий их использования обу­словливает наличие ряда специфических требований к принци­пиальному устройству, конструктивному выполнению и эксплу­атационным характеристикам их привода — вибровозбудителям.

По конструкции типы вибрато­ров (вибровозбудителей) подразделяются на четыре основные группы: инерционные (дебалансные), кривошипно-шатунные (эксцентриковые), электромагнитные и поршневые (пневматиче­ские и гидравлические).

Привод вибромашины сообщает колебательное движение ее рабочим органам и создает вынуждающую силу, необходимую для преодоления внутренних и внешних сопротивлений: сил инерции колеблющихся масс, вос­станавливающих сил упругой системы, взаимодействие с обрабатываемой средой и т.п..

В строительных, дорожных машинах и оборудовании для производства строительных материалов используются в основном инерционные (дебалансные) вибровозбудители.

3.2.1. Инерционные (дедалансные) вировозбудители.

В инерционных вибровозбудителях вынуждающая сила создается вследствие вращения одной или нескольких неуравновешенных масс. Эта сила может быть вращающейся, т. е. непрерывно из­меняющей свое направление, или «направленной». В вибровозбудителях с направленной вынуждающей силой последняя постоянно дей­ствует в одном и том же направлении и изменяется только по величине. Существуют также специальные типы инерционных вибровозбудителей, создающие вынуждающий крутящий момент или различные комбинации вынуждающих сил и крутящих моментов. Некоторые примеры представлены на рис. 3.11.

Инерционные вибровозбудители изготавливаются с индивидуальным приводом преимущественно от электродвигателя, либо с использованием электродвигателя с двумя выступающими концами вала, на которых размещаются дебалансы (рис.3.12). Последние используются для вибромашин (оборудования) циклического действия.

3.2.2. Кривошипно-шатунные вибровозбудители.

Кривошипно-шатунные приводы вибрационных машин по прин­ципиальному устройству делятся на привод с жестким либо упругим шатуном. С точки зрения возможности регулирования привода различают приводы с регулируемой и с нерегулируемой амплитудами колебаний. Регулируемый привод в свою очередь подразделяется на привод, регулируемый без остановки маши­ны, и привод, регулируемый в нерабочем состоянии машины. По характеру регулирования различают приводы с плавным и со ступенчатым регулированием.

Кривошипно-шатунные приводы целесообразно использовать в низкочастотных колебательных системах.

Принципиальное устройство простейшего кривошипно-шатунного привода с жестким шатуном приведено на рис. 3.13а. На валу 1 установлен эксцентрик 2, который обхватывается хомутом 3, ша­туна 4, свободный конец шатуна шарнирно крепится к рабочему органу машины. В целях уравновешивания сил инерции движущихся масс на валу 1 устанавливаются противовесы (на чертеже они не показаны). Такие приводы обеспечиваю поддержание постоянной амплитуды колебаний рабочего органа во всем диапазоне частот. Недостатком являются повышенные пусковые моменты, обусловленные наличием восстанавливающих сил упругой системы.

Для привода вибрационных транспортирующих машин наиболее широко исполь­зуют кривошипно-шатунный привод с упругим шатуном (рис.3.13б, в). В качестве упругих элементов используются резинометаллические амортизаторы 5 или винтовые пружины 6. Шатун привода, представленного на рис.3.13в, состоит из двух половин, поджатых друг к другу винтовыми пружинами с начальным затягом. Начальный затяг пружин выбирают таким образом, чтобы сила предварительного поджатия лишь немного превосходила силы сопротивления в установившемся режиме вибромашины. Привод с упругим шатуном лишен недостатков приводов с жестким шатуном. Наличие упругой связи увеличивает время пуска, вследствие чего привод в переходных режимах испытывает незначительные нагрузки. Вибромашины с упругим шатуном обычно настраивают на частоту, близкую к собственной частоте колебательной системы для снижения мощности привода. Привод, представленный на рис. 3.13 в, называют приводом с не вполне упругим шатуном. При использовании такого привода в резонансных машинах в процессе пуска он работает как привод с упругим шатуном, а при установившемся режиме как привод с жестким шатуном.

Применяются и другие конструкции кривошипно- шатунных приводов.

3.2.3. Поршневые вибровозбудители.

Пневматический поршневой вибровозбудитель представляет собой цилиндр, внутри которого перемещается поршень. Распределе­ние сжатого воздуха производится при помощи системы отвер­стий, имеющихся на цилиндре вибратора, и желобков на поршне. Такие вибровозбудители целесообразно использовать в низкочастотных колебательных системах.

Принципиальная схема устройства поршневого пневматиче­ского реактивного вибровозбудителя приведена на рис. 3.14а. В ци­линдре 1 вибровозбудителя перемещается поршень 2. Сжатый воздух поступает через распределительную коробку 3 в левую часть цилиндра и заставляет поршень перемещаться вправо. Находя­щийся в правой части цилиндра воздух выходит через клапан 4 наружу, клапан 5 закрыт. При перемещении поршня вправо перекрывается левый канал распределительной коробки и от­крывается правый, сжатый воздух начинает поступать в правую часть цилиндра и выходит наружу из левой части цилиндра через клапан 5; при этом клапан 4 закрыт и поршень возвращается обратно.

Величина возмущающей силы определяется давлением сжа­того воздуха и площадью поршня. При уменьшении расхода сжатого воздуха, подаваемого в цилиндр вибровозбудителя, поршень перемещается медленнее и частота колебаний вибратора умень­шается. Регулирование давления осуществляется вентилем, установленным на воздухоподводящем шланге. Таким вибровозбудителем возбуждающая сила передается машине реактивно под воздействием сил инерции, возникающих при перемещении поршня.

Принципиальная схема пневматического (активного) вибровозбудителя приведена на рис. 3.14б. В цилиндре 1 вибровозбудителя переме­щается поршень 2 со штоком, соединяющимся с вибрационной машиной. Сжатый воздух поступает в цилиндр из распредели­тельного устройства с золотником 3 через отверстия 4 и 5 и выпускается в атмосферу через отверстие 6. При указанном на схеме положе­нии золотника 3 сжатый воздух поступает в левую часть цилиндра и перемещает поршень вправо. Частота колебаний регулируется скоростью движения золотника распределитель­ного устройства. Такой вибровозбудитель передает рабочему органу машины возбуждающее усилие активно.

Гидравлические вибровозбудители по принципу действия делятся напульсационные и автоколебательные. Пульсационный гидрови­братор построен на принципе гидравлической следящей систе­мы, выдающей на выходе определенный сигнал, задаваемый распределительным устройством. В качестве распределительных устройств в гидравлических вибровозбудителях используются золотни­ки, клапанные системы и т. д..

Более широкое распространение получили пульсационные гидровибровозбудители, имеющие замкнутый рабочий объем. Схема принципиального устройства пульсационного гидрав­лического вибровозбудителя двухстороннего действия приведена на рис. 3.15.

В гидроцилиндре 1 вибровозбудителя перемещается пор­шень 2 со штоком под напором рабочей жидкости, подаваемой двухпорш­невым пульсатором 3. Пульсатор в первой половине хода подает рабочую жидкость с одной стороны поршня (патрубок 4) и откачивает с другой (патру­бок 5). Во второй половине хода направление подачи жидкости меняется. В отличие от пневматических вибраторов, в которых используется сжимаемая рабочая среда (воздух), в гидравли­ческих вибраторах рабочая среда несжимаема. Рабочий орган вибрационной машины соеди­няется со штоком упругим элементом 6, который обеспечивает необходимую степеней подвижности системе.

Одним из наиболее существенных недостатков гидровибра­торов является утечка рабочей жидкости в процессе работы через технологические зазоры между поршнем и цилиндром, уплотнением и штоком. Для устранения этого недостатка используется система подпитки.

3.2.4. Электромагнитные вибровозбудители.

С точки зрения принципиального устройства динамической систем все основные типы электромагнитных вибраторов отно­сятся к двухмассным системам и, следовательно, представляют систему с двумя степенями свободы. Большинство электромагнитных вибраторов создает гармонические возмущающие силы.

Основные достоинства: 1) простота регулирования амплитуды колебаний; 2) надежность и долговечность вследствие отсутствия пар трения; 3) возможность применения одновременно нескольких вибровозбудителей без специальных мер по обеспечению синхронизации.

По некоторым показателям электромагнитные вибровозбудители уступают вибровозбудителям других типов: 1) большая масса, приходящаяся на единицу амплитуды вынуждающей силы; 2) большой расход электротехнических материалов и пружинной стали; 3) значительные изменения амплитуды колебаний при изменении нагрузки; 4) малая амплитуда перемещений, ограниченная допустимым значением воздушного зазора.

По принципу действия эти вибровозбудители разделяются на однотактные и двухтактные. В однотактных вибраторах имеется один электромагнит, которым якорь притягивается в одну сто­рону, обратный ход он совершает только за счет упругости связей. В двухтактных вибраторах имеется два электромагнита, одним из которых якорь притягивается, а другим отталкивается. Таким образом, в однотактных вибраторах возбуждающая сила действует лишь в одну сторону, обратный ход рабочего органа вибрационной машины совершается под дей­ствием восстанавливающей силы упругой системы. В двухтактных вибраторах сила притяжения электромагни­тов (возбуждаюшая сила) действует в обе стороны и не дает дополнительной нагрузки на его упругую систему.

Динамическая модель и конструктивная схема однотакных вибровозбудителей представлены на рис. 3.16а, б.

Динамическая модель включает реактивную 1 и активную 2 части, которые соединены упругой пружиной 3 и демпфером 4, моделирующим диссипативное сопротивление в электромагните.

Конструкция одотактного электромагнита состоит из двух основных частей: реактивной (основания) и активной (корпусной), которые связаны между собой упругими связями 7. Реактивная часть включает плиту 1 и прикрепленного к ней Ш- образного сердечника 2 электромагнита с замоноличенной в нем катушкой 3. На реактивной части прикрепляются дополнительные грузы 4 для регулировки амплитуды колебаний при различных величинах присоединенных масс. Эти грузы носят название реактивной массы. Корпусная - состоит из плиты 5 и прикрепленного к ней якоря 6 электромагнита прямоугольного сечения. Для регулирования воздушного зазора устанавливаются алюминиевые прокладки 8. В качестве упругих связей используются винтовые цилиндрические пружины либо листовые пружины (рессоры) большой жесткости. В рассмотренном случае рабочий орган соединяется неподвижно с якорем.

Электромагнитные вибровозбудители работают в околорезонасном режиме, чтобы получить требуемую по технологическим параметрам амплитуду колебаний, и на основание действуют немалые силы, поэтому все устройство устанавливают на податливых опорах.

Такие вибровозбудители могут реализовать амплитуду импульса, определяемую произведением массы реактивной части на ее амплитуду скорости, от 10 до 80 кг·м/с. Подавляющее большинство электромагнитных вибровозбудителей рассчитано на частоты вибрации 50 или 100 Гц в соответствии с принятой в РФ и странах СНГ частой электрической сети. В странах, например, США, где частота электрической сети составляет 60 Гц, выпускаются электромагнитные вибровозбудители с частотой вибрации 60 или 120 Гц.

Применяются и другие конструкции электромагнитных вибровозбудителей: с постоянными магнитами, ударного действия.

3.2.5. Маятниковый центробежный вибровозбудитель.

Маятниковый вибровозбудитель (рис.3.17) состоит из основа­ния 1, жестко прикрепляемого к вибрируемому рабочему органу 2; маятника 3, качающегося относительно шарнира 5 и связанного с основанием весьма податливыми связями с малой диссипацией энергии, которыми можно пренебречь; дебаланса 4, жестко связанного с маятником. Совокупность маятника и дебаланса представляют вибратор общего назначения. Система центрирована, если при среднем положении качающегося маятника центр тяжести В рабочего органа, ось О шарнира, центр тяже­сти Е маятника и ось А вращения дебаланса лежат на одной прямой.

Для того чтобы рабочий орган в центрированной системе совершал прямолинейные колебания при малых качениях маятника, необходимо вы­полнение следующих условий:

а) маятник должен жестко соединяться с рабочим органом (диссипативные и упругие связи отсутствуют);

б) расстояние между осью О качания маятника и осью А вращения
дебаланса определяется из упрощенного выражения, если пренебречь диссипативной реакцией внешней среды, приложенной к маятнику:

где ; а — расстояние от оси шарнира маятника до его центра тяжести, ; — масса маятника; — центральный момент инерции маятника. Условие “б)” означает, что ось вращения дебаланса находится в центре удара маятника.

Если пренебречь малыми силами упругих и диссипативных связей вибрирующего рабочего органа с внешней средой, то амплитуда перемещений при установившейся вибрации с частотой определяется по формуле:

, где - соответственно массы рабочего органа и дебаланса; - расстояние от центра тяжести дебаланса до оси вращения.

3.2.6. Уравновешенные эксцентриковые вибровозбудители.

При проектировании вибрационных машин и оборудования целесообразно использовать метод внутренней виброзащиты объекта, позволяющий снизить уровень вибрации на окружающую среду, с одной стороны, и максимально использовать вибрационные воздействия на обрабатываемый материал, с другой. Этот метод успешно используется в конструкциях уравновешенных эксцентриковых вибровозбудителей.

Ниже рассматриваются конструкции и методы расчета уравновешенных эксцентриковых вибровозбудителей, принудительные колебания корпуса которых осуществляются за счет использования плоской кинематической вращательной пары выполненной в виде колена (кривошипа либо эксцентриковой втулки), как показано на рис. 3.18.

Эксцентриковые вибровозбудители относятся к вибровозбудителям с кинематическим возбуждением колебаний.

Общеизвестным достоинством их является неизменность амплитуды колебаний, что обеспечивает в сочетании с постоянной частотой стабильную интенсивность вибрационных воздействий на обрабатываемый материал независимо от его структурно-реологических свойств (гранулометрического состава, типа вяжущего и т. п.).

Отличительным достоинством, имеющим важное значение с точки зрения виброизоляции машины, рассматриваемых вибровозбудителей от известных является уравновешенность колеблющихся масс и, как следствие, снижение динамических нагрузок на внешние объекты (привод, корпус, обслуживающий персонал, строительные конструкции и т. п.).

Описание конструкций

Корпус эксцентрикового вибровозбудителя совершает сложное вращательное движение, состоящее из переносного инициирующегося вращением коленчатого вала вокруг оси Х и относительного вращения вокруг оси Х ₁. Если оси Х и Х ₁ переносного и относительного вращений параллельны, движение вибратора будем называть плоскопараллельным. В случае, если ось Х ₁ находится под некоторым постоянным углом β к оси Х, движение вибратора называется прецессирующим. В таких вибровозбудителях, называемых прецессирующими, при вращении коленчатого вала корпус вибратора совершает движение, называемое регулярной прецессией с углом нутации b. Принципиальные схемы вибровозбудителей представлены на рис. 3.19.

Вибровозбудителям плоскопараллельного типа свойственна статическая неуравновешенность, вибровозбудителям прецессирующего типа – динамическая неуравновешенность. Под уравновешенностью (статической либо динамической) понимается такое состояние вибровозбудителя, как технической системы, в процессе работы, при котором реакции в коренных подшипниках от центробежных сил и моментов равны нулю, т.е. степень передачи динамических нагрузок на поддерживающие опоры, фундамент, привод мала.

В реальных конструкциях вибровозбудителей невозможно полностью устранить неуравновешенность расчетным путем с учетом погрешностейгеометрических размеров при изготовлении элементов конструкции. Поэтому допустимая неуравновешенность может определяться наибольшей амплитудой колебаний корпуса (рамы) вибрационной машины. Система классов точности балансировки технологического оборудования (ГОСТ 22061-76), рекомендует наибольшую допустимую величину амплитуды колебаний определять из условия , где - соответственно частота и амплитуда колебаний корпуса (рамы) смесителя.

Взаимодействие вибровозбудителя со средой.

Рассмотрим работу вибровозбудителя в среде (см. рис.3.20).

Вал вибровозбудителя вращается с постоянной угловой скоростью от электродвигателя. Момент, возникающий на валу вибровозбудителя, определяется суммой моментов внутренних сил (трением в подшипниках, уплотнениях т.п.) и момента внешних сил. - движущая сила, приложенная в шатунном подшипнике, равная и направленная под углом 90 градусов к кривошипу; - центробежная сила, направлена вдоль кривошипа; - сила сопротивления среды, также приложена в шатунном подшипнике и повернута по отношению к центробежной силе на 90 градусов по часовой стрелке.

Для статической (динамической) уравновешенности системы, т.е. равенства нулю реакций в коренных 1 подшипниках необходимо, чтобы сумма всех внешних сил, действующих в шатунном 2 подшипнике, была равна нулю. Очевидно, что движущая сила равна по значению силе сопротивления среды и противоположна по знаку. Для уравновешивания центробежной силы необходимо установить противовесы, создающие равную по величине и противоположно направленную силу . Вышесказанное можно записать в виде условия: .

Метод балансировки вибровозбудителей.

В общем случае динамической неуравновешенности роторов главные вектор и момент дисбалансов можно заменить эквивалентной системой, состоящей из двух дисбалансов , расположенных в двух произвольных, перпендикулярных оси ротора плоскостях коррекции .

Расчет эквивалентной системы производится по правилам статики (рис.3.21).

На основании вышесказанного, ротор всегда может быть приведен в состояние динамического равновесия с помощью двух корректирующих масс, расположенных в двух произвольных плоскостях коррекции.

Конструкция вибровозбудителя включает следующие основные элементы: несущий приводной вал, установленный в коренных подшипниках; корпус, опирающийся на шатунные подшипники, установленные через посредство эксцентриковых втулок на несущем приводном валу, и противовесы, обеспечивающие динамическую балансировку.

Задачу расчета составляют:

1. определение величины и места положения равнодействующей центробежных сил, возникающих при вращении неуравновешенных (колеблющихся)масс;

2. определение массы противовесов и места их размещения на несущем приводном валу, при которых обеспечивается статическая (динамическая) балансировка неуравновешенных масс.

Неуравновешенная масса - суммарная масса колеблющихся элементов конструкции вибровозбудителя, центр тяжести которых располагается на главной центральной оси инерции.

При проведении расчетов по п.1 с целью упрощения процесса конструирования вибровозбудителя и сокращения процедуры расчета рекомендуется не включать в состав неуравновешенных масс массу узлов шатунных подшипников.

Расчетная схема динамической балансировки вибровозбудителя (см. рис.3.19а) представлена на рис. 3.22.

Принцип построения расчетной схемы состоит в следующем. Основная балка (несущий приводной вал вибровозбудителя), изображенная нижней линией, опирается на опоры 1 (коренные подшипники). На ней располагается вспомогательная балка (корпус вибровозбудителя, неуравновешенная масса), изображенная верхней линией, которая опирается на опоры 2 (шатунные подшипники).

Центробежная нагрузка, возникающие при вращении несущего приводного вала от неуравновешенных масс (корпуса вибровозбудителя), изображена в виде равнодействующей . - центробежные нагрузки от узлов шатунных подшипников. - центробежные нагрузки в шатунных подшипниках от центробежной силы Q. - уравновешивающие силы (центробежные силы, возникающие при вращении противовесов, установленных на несущем приводном валу). Геометрические размеры устанавливают связь между действующими силами.

Подлежат определению величины сил и расстояния , определяющие места расположения противовесов.

Последовательность расчета:

 конструктивно определятся схема расположения противовесов (противовеса);

 методами статики определяются центробежные нагрузки в шатунных подшипниках от центробежной силы ;

 определяются центробежные силы, возникающие в результате колебаний узлов шатунных подшипников, по формуле: , где - масса подшипникового узла; - величина эксцентриситета втулки;

 с учетом знака (направления сил) вышеперечисленные силы суммируются;

 в соответствии с условиями статики определяются необходимые величины центробежных сил, развиваемых противовесами для обеспечения динамической балансировки, и места их установки;

 выбираются геометрические размеры противовесов (противовеса) и его масса, которые обеспечивают расчетную центробежную силу.

, где - масса противовеса; - расстояние от центра тяжести противовеса до оси вращения; - угловая скорость вращения вала вибровозбудителя.

Запишем условие динамического равновесия для расчетной схемы, представленной на рис.3.22:

;

; ;

Пример. Определить реакции в шатунных подшипниках на примере глубинного вибровозбудителя с кинематическим возбуждением колебаний (рис.3.19а).

Глубинный вибровозбудитель состоит из вала 1, установленного в коренных подшипниках 3. На валу через посредство двух цапф, одна из которых концентрическая (цапфа 4) а другая имеет заданный эксцентриситет (цапфа 5), смонтирована труба 2 погонной массой . При вращении вала с частотой труба совершает сложное колебательное движение, называемое регулярной прецессией с углом нутаций . В рассматриваемом примере имеет место динамическая неуравновешенностью, при которой ось вала и главная центральная ось инерции трубы пересекаются (точка ) не в центре тяжести масс трубы.

Определим равнодействующую центробежных сил, возникающих в процессе колебаний трубы и точку ее приложения. Выделим элемент на расстоянии от точки .

Элементарная центробежная сила(а)

Проинтегрировав выражение (а) по длине трубы, определим максимальную центробежную силу:

Погонная центробежная нагрузка представляется треугольной эпюрой (рис.3.33 b). Известно, что в этом случае точка приложения максимальной силы находится на расстоянии от точки . Силы, возникающие на валу в точках и , определяются из уравнений статики: . Условие балансировки имеет вид: ; ;. Расположение плоскости коррекции, например b, размер выбирается из конструктивных соображений.

3.3. Вибрационное бетоноформовочное оборудование.

Классификационными признаками бетоноформовочного оборудования являются: способ формования, характер и направленность вибрационных колебаний, тип вибровозбудителя, число колеблющихся масс.

Бетоноформовочное оборудование подразделяется:

По способу формования: на виброплощадки с вертикальными и горизонтальными колебаниями; виброштампы, с глубинным и поверхностным вибрированием; вибропрокатное и вибропрессовое оборудование; глубинные вибраторы.

По характеру колебаний: с гармоническими круговыми и направленными колебаниями, с негармоническими ударно-вибрационными и ударными, резонансными, поличастотными.

По типу вибровозбудителя: дебалансные, кривошипно-шатунные, электромагнитные и пневматические.

По числу колеблющихся масс: одно-, двух-, трехмассовые.

Наибольшее распространение получили виброплощадки с вертикальными гармоническими круговыми и направленными колебаниями, глубинные вибраторы, виброплиты, вибротрамбовки, вибропресса.

Дата добавления: 2014-01-11