Расчет основных параметров активной виброизоляции

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

КУРСОВОГО ПРОЕКТА

по дисциплине «Расчёт и конструирование машин и агрегатов»

Тема: «Расчёт основных параметров активной виброизоляции»

Исполнитель

студент 4 курса группы 2

Товстыко Ю.А.

Руководитель доцент - Новосельская Л.В.

Курсовой проект защищен с оценкой _________

Минск 2010

Содержание

Реферат

Введение

1. Выбор типа амортизатора

1.1 Расчёт основных параметров виброизоляции

1.2 Установление рационального типа амортизатора

2. Определение расчетных нагрузок

3. Расчет основных параметров амортизатора

4. Поверка на допускаемую амплитуду

5. Расчет металлических амортизаторов

5.1 Прочностной расчёт пружины виброизолятора

6. Проверка необходимости установки постамента

7. Поверочный расчет запроектированной виброизоляции

Заключение

Список использованных источников

Реферат

ЦЕНТРИФУГА, АМОРТИЗАТОР, РЕЗИНОВАЯ ПРОКЛАДКА, ПРУЖИНА, АМПЛИТУДА, ПОСТАМЕНТ

Целью выполнения курсового проекта является подбор и расчет основных параметров активной виброизоляции центрифуги.

Произведен выбор типа амортизатора, определены расчетные нагрузки, действующие на амортизатор. Рассчитаны основные параметры резинового виброизолятора и металлического амортизатора и проверены на допускаемую амплитуду. Проверена необходимость установки постамента. Расчет должен обеспечить необходимую и безопасную работоспособность центрифуги.

Введение

Одним из распространенных промышленных способов разделения неоднородных жидких систем является центрифугирование, осуществляемое в специальных машинах - центрифугах.

В центрифугах происходят процессы отстаивания и фильтрации в поле центробежных сил, поэтому центрифуги -- это более эффективные машины для разделения неоднородных жидких систем.

По наиболее важным конструктивным признакам--способу крепления вала ротора, а также расположение его в пространстве--центрифуги разделяют на центрифуги с подпёртым валом, висячие подвешенные на колоннах, горизонтальные с промежуточным и консольным расположением ротора и наклонные.

Обычно роторы центрифуг устанавливают на опорах качения, применяя радиально-упорные и упорные роликовые и шариковые подшипники.

Общее требование для всех конструкций центрифуг--хорошая уравновешенность ротора и устойчивая работы вала.

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.

Согласно с полученным индивидуальным заданием на курсовое проектирование необходимо решить следующие задачи:

1. Выбрать тип амортизатора;

2. Рассчитать основные параметры амортизатора;

3. Определить расчётные нагрузки;

4. Провести проверку на допускаемую амплитуду;

5. Проверить на необходимость установки постамента;

6. Провести проверочные расчёты.

1. Выбор типа амортизатора

1.1 Расчёт основных параметров виброизоляции

Расчёт виброизоляции производится в том случае, когда масса фундамента велика и колебаниями фундамента можно пренебречь.

Определяем частоту вынужденных колебаний (n=1750 об/мин):

(1.1)

Назначаем коэффициент передачи силы в в пределах от 0,06 до 0,025.

в=0,04

Вычисляем в первом приближении критическую частоту щ1, при коэффициенте демпфирования г=0.

(1.2)

Определяем необходимую жёсткость проектируемых виброизоляторов

(1.3)

где mц--масса изолируемой центрифуги.

1.2 Установление рационального типа амортизатора

Применяются амортизаторы преимущественно следующих типов:

1. Металлические или пружинные;

2. Резиновые;

3. Комбинированные.

Металлические амортизаторы обладают хорошей виброизоляционной способностью, но слабыми демпфирующими свойствами (коэффициент демпфирования амортизаторов со стальными пружинами г?0,03). Поэтому в момент пуска или остановки машины, когда проходится резонансная зона колебаний, амплитуды колебаний могут превысить допустимую величину.

Резиновые амортизаторы обладают хорошими виброизолирующей способностью и демпфирующим качеством (г=0,15ч0,20). Однако резина имеет слабую механическую прочность, особенно при растяжении. Это ограничивает применение резиновых амортизаторов.

Если необходимо применять виброизоляцию с демпфирующей способностью в пределах 0,03?г?0,10, то рациональными являются комбинированные амортизаторы, состоящие из стальных пружин и резиновых прокладок. Комбинированные виброизоляторы сочетают в себе хорошую прочность, виброизолирующую способность и демпфирующее качество.

Тип амортизатора определяется следующим образом.

Определяем скорость нарастания (при пуске) или убывания (при остановке) числа оборотов машины:

(1.4)

где n--рабочее число оборотов машины в гц ();

t--время пуска в сек.

По графику рисунок 1.1 ( [4], рис. 2, с. 7) находим величину коэффициента демпфирования, который должны иметь проектируемые виброизоляторы:

Рисунок 1.1--Графики для определения коэффициента демпфирования

виброизоляция центрифуга амортизатор

Определяем квадрат частоты собственных колебаний установки на проектируемых виброизоляторах:

(1.5)

Вычисляем отношение:

(1.6)

Отношение максимальной амплитуды колебаний установки при пуске и остановке к амплитуде колебаний установки в рабочем режиме:

г=0,14

При г?0,10 применяют резиновые амортизаторы.

2. Определение расчетных нагрузок

Определяем в первом приближении динамическую нагрузку, действующую на амортизаторы:

(2.1)

где ? амплитуда возмущающей силы, определяется по формуле:

(2.2)

где mвр.м.--масса вращающихся масс, кг;

е--наибольший эксцентриситет (е=0,275 мм).

Определяем динамическую нагрузку по формуле (2.1):

Определяем расчетную нагрузку на все виброизоляторы:

(2.3)

где Р--вес машины;

1,5--усталостный коэффициент.

3. Расчет основных параметров амортизатора

Основным амортизационным элементом резинового амортизатора является резиновая прокладка прямоугольного или круглого сечения. При проектировании резиновых амортизаторов подлежат определению: высота прокладки Н, поперечные размеры (диаметр или стороны прямоугольника) и число прокладок.

Расчёт резиновых упругих элементов ведётся следующим образом.

Определяем площадь сечения F всех прокладок:

, (3.1)

где Ррасч - расчётная нагрузка, определяемая по формуле (2.3);

[у] - допускаемое напряжение для резины, определяемое по [4], таблице 1 ([у] = 4?105 Н/м2).

Определяем рабочую высоту резиновых прокладок

(3.2)

где Един--динамический модуль упругости, определяемый по графику на рисунке 3.1 (Един=0,012 МПа)

Твердость по Шору

Рисунок 3.1--Зависимость между модулями упругости резины и ее твердостью.

Подбираем размер сечений резиновых прокладок и их количество. Принимаем квадратное сечение прокладок.

(3.3)

где nр--число прокладок (nр=4);

b--сторона квадратной прокладки.

Поперечный размер прокладки b должен находиться в пределах:

(3.4)

Принимаем b=0,022 м.

Количество прокладок должно удовлетворять условию:

(3.5)

Принимаем nр=4

Рассчитываем полную высоту резиновой прокладки:

(3.6)

Определяем жёсткость резиновой прокладки в горизонтальном направлении Кх:

(3.7)

где F1--площадь сечения одной прокладки ();

- динамический модуль упругости при сдвиге.

4. Поверка на допускаемую амплитуду

Вычисляем собственную частоту колебаний установки на запроектированных виброизоляторах

(4.1)

Определяем коэффициент передачи силы на запроектированных виброизоляторах:

(4.2)

Вычисляем амплитуду силы, передающейся основанию

(4.3)

Так как Nдин значительно отличается от Pдин, то делаем перерасчет амортизаторов по формуле (2.3):

Определяем амплитуду вынужденных колебаний изолируемой машины на запроектированных виброизоляторах:

(4.4)

По [4], таблице 3, [A]=0,06 мм--допускаемая амплитуда колебаний фундамента при (для машины с вращающимся ротором).

(4.5)

Так как условие выполняется, можно принять к установке резиновые амортизаторы. Но для сравнения геометрических параметров и амплитуды вынужденных колебаний изолируемой машины рассчитаем металлические амортизаторы.

5. Расчет металлических амортизаторов

Наиболее простыми с точки зрения изготовления являются пружинные амортизаторы, широко используемые в отечественной промышленности.

На рисунке 5.1 представлен однопружинный виброизолятор.

Рисунок 5.1--Однопружинный виброизолятор.

Амортизатор состоит из цилиндрической винтовой пружины 1, на которую ставиться установочная чаша 7. Регулировочный винт 5 упирается в эту чашу. Станина 6 виброизолируемой машины устанавливается на верхнюю крышку 4 амортизатора. Вращением болта 5 регулируется положение станины и осуществляется предварительная затяжка, соответствующая статической нагрузке от веса машины. Для предохранения пружины от внешнего воздействия она помещается в коробку 3, имеющую изолирующие прокладки 2 (из резины или пробки), препятствующие доступу к пружине грязи и воды. Для машин средних и больших мощностей применяют амортизаторы, состоящие из нескольких пружин.

5.1 Прочностной расчёт пружины виброизолятора

Исходя из марки материала пружины, устанавливаем допускаемое напряжение [ф].

Запроектируем пружины из хромованадиевой стали (0,45 C, 0,15 Si, 0,4 Mn, 0,04 S, 0,04 P, 0,9 Cr, 0,2 V). Среднее значение предела пропорциональности фпп = 8500 кг/см2, предел выносливости ф1 = 5000 кг/см2. При запасе прочности [n-1] = 2,5 получим допускаемое напряжение [ф] = 2000 кг/см2.

Назначаем коэффициент С = D/d в пределах от 4 до 10.

Принимаем С = 5.

По графику на рисунке 5.2 определяем коэффициент к = 1,15.

Рисунок 5.2 - График для определения коэффициента к при расчёте пружины на прочность

Вычисляем диаметр сечения стержня пружины:

(5.1)

где Р1--расчетная нагрузка на одну пружину. Определяется по формуле:

(5.2)

Принимаем d = 8 мм.

Определяем средний диаметр витка пружины:

Д = С?d = 5?8 = 40 мм (5.3)

Определяем необходимое число рабочих витков пружины:

(5.4)

где G--модуль сдвига материала;

К1П--жёсткость одной пружины;

(5.5)

(5.6)

Определяем полное число витков пружины:

n = nв + 1,5 =2,3 + 1,5 = 3,8 (5.7)

где 1,5 - число мёртвых витков.

Принимаем n=4 ().

Назначаем шаг витка пружины:

h = (0,25 ч 0,50)Д = 0,25?40 = 10 мм. (5.8)

Определяем высоту ненагруженной пружины:

(5.9)

Находим отношение высоты ненагруженной пружины Нп к среднему диаметру витка Д: Нп/Д =4,1/4,0=1,025?2,6

Условие выполняется, следовательно, устойчивость пружины обеспечена. Принимаем к установке пружины, с рассчитанными параметрами.

Рисунок 5.3 - Схема расположения машины на пружинных виброизоляторах

6. Проверка необходимости установки постамента

Вычисляем амплитуду вынужденных колебаний в рабочем режиме изолируемой машины:

(6.1)

(6.2)

При этом условии можно обойтись без постамента. Если же постамент проектируется, то его масса должна удовлетворять условию:

(6.3)

где РМ--вес машины без постамента.

Постамент не нужен.

7. Поверочный расчет запроектированной виброизоляции

Определяем единичное перемещение (осадку) запроектированных пружин:

(7.1)

Вычисляем квадрат частоты собственных колебаний машины на запроектированных виброизоляторах:

Вычисляем отношение квадрата вынужденной частоты к квадрату собственной частоты:

Вычисляем коэффициент передачи силы с учетом демпфирования по формуле (4.2):

Вычисляем амплитуду передаваемой на фундамент динамической силы:

На одну пружину приходится

Вычисляем амплитуду вынужденных колебаний машины на запроектированных виброизоляторах:

Из расчетов видно, что амплитуда вынужденных колебаний машины на металлических амортизаторах и резиновых виброизоляторах одинакова. Данные виды виброизоляторов различаются геометрическими параметрами и количеством. Наиболее рациональными являются металлические амортизаторы, следовательно, принимаем их к установке.

Заключение

В результате проведения расчетов активной виброизоляции центрифуги определили, что амплитуда вынужденных колебаний машины на металлических амортизаторах и резиновых виброизоляторах одинакова. Данные виды активной виброизоляции различаются геометрическими параметрами и количеством единиц, устанавливаемых на машину. Наиболее рациональными являются металлические амортизаторы, следовательно, принимаем их к установке.

Список использованных источников

1. Лащинский А. А., Толчинский А. Р.--Л.: Машиностроение. 1970.--752 с;

2. Соколов В. И. Основы расчета и конструирования.--М.: Машиностроение, 1970.--422 с;

3. Вихман Л. Г., Круглов С. А. Основы конструирования аппаратов и машин нефтеперерабатывающих заводов.--М.: Машиностроение, 1978.--326 с;

4. Колотушин А. С., Соколов В. И.--Л.: Машиностроение, 1970.--58 с.

Размещено на Allbest.ru