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振动机械减振设计的新方法

放大字体  缩小字体 发布日期:2018-01-21  浏览次数:293
核心提示:本文作者:陆 信(我们振动筛行业顶尖专家,可惜于去年去世,谨以此文缅怀作者) 中国矿业大学 任何振动机械都要有减振装置
 本文作者:陆  信(我们振动筛行业顶尖专家,可惜于去年去世,谨以此文缅怀作者)   中国矿业大学 

    

        任何振动机械都要有减振装置的,不然巨大的激振力传到地基,任何坚固的基础都受不了。一台一吨重的振动筛(这是很小的),它需要四吨的激振力,筛子共有四个支点,每个承受一吨的交变力,这是一般厂房所受不了的。因此,振动机械必需设计减振弹簧来隔振。

       目前,国内外振动机械减振设计均采用频率比法,所有有关大学的教科书也都讲授这种方法。频率比法是可行的,千万台振动机械目前都在良好的运转就证明这点,但是频率比法有缺点,它计算较复杂,不够直观,不太适合大型振动机械设计要求。本文提出一种压缩量法,它与频率比法基于同样的道理,但出发点不同。压缩量法形态简单,使用方便,建议用此法代替频率比法进行减振设计。

一,减振的概念

振动机械的激振力是很大的,不能让这个力传到基础,中间就必需有减振弹簧(图1)。减振弹簧的减振能力是用传递率这一指标来衡量的。

 

β=传给地基的力/最大的激振力=KA/mrω2

式中: K--弹簧刚度

   A—振幅

m—激振偏心质量

   r—激振偏心距    

ω—激振频率

       显然,传递率越小,弹簧的减振能力越好。

       怎样才能使传递率减少呢?弹簧的刚度越软越好,但太软了又不能支撑参振质量,因此要规定有一定的刚度,这个刚度是怎样确定的呢?过去采用频率比法。

    二,频率比法    

      振动机械的反应曲线如图2所示。横座标表示频率ω,纵坐标表示振幅A0,当激振频率ωI等于固有频率ω0时系统共振。

     频率比法是怎样利用反应曲线来规定弹簧刚度呢?我们来讨论这个问题。

一般说来,工作频率ωI和振幅A是由工艺要求给定的,在减振设计之前,它们已经确定了。而固有频率是由弹簧刚度和参振质量决定的。

      式中: M—参振质量

      显然,确定ω0就可以确定k值了,因为参振质量M是由结构决定了的。

    ω0之确定有三种情形:

    (1)ω0=ωI,系统共振,这时以很少的激振力得到所需的振幅。这似乎很合算,但不然。ω0很大,k值必然很大,这时传递给基础的力也很大,传递率往往大于1,就是说不单不减振,还要增加基础的振动,这显然是不可取的。

    (2)同样理论,ω0>ωI,更不可取,此时k值更大。

    (3)目前振动机的减振设计,均采取ω0<ωI,,一般选取频率比

P :

 

则K=M(ωI/P0)2即可计算刚度•

  P—3~5这一值是根据理论指导结合经验得来的,此值太小,弹簧刚度较大,减振效果较差。此值太大,弹簧刚度太低,则支撑振动质量不稳固。

     以上求弹簧刚度方法似乎已经规范化了,但它不如压缩量法优

点显著。

  三,压缩量法

     前面我们已经分析过了,振动机械的减振设计实际上是确定固有频率的问题,而固有频率ω0

ω0=√k/M=√g/δ

      =31.3√1/δ

      =31.3/√δ(弧度/秒)

或     n0≈300/√δ(次/分)

 

式中:δ——支撑弹簧的静压缩量    g一重力加速度

上式表明,只要知道了压缩量δ,就知道系统的固有频率了。对应于每一个压缩量,我们编制了下表

     大家知道目前各国振动筛的激振频率均在750~1200之间,

其中绝大多数是800~950次/分,按频率比法计算,允许最高的固有频率为1200/3=400(次/分);最低固有频率750/5=120(次/分)。其相对应的压缩量分别为0.6cm和6.1cm。目前国内设计振动筛固有频率多在180~200(次/分)之间,对应的压缩量约为2.5~8cm。

 我们来分分析:

(1)按频率比法0.6cm的压缩量显然是不够的,因为一般振动机

共振时的振幅Ar约为稳态振幅的5~7倍。为使振动质量不跳出弹簧,应选取Ar=6Ao ;(跳出弹簧之事在我国多次发生过)。

因一般Ao=0.3~0.55 cm,所以δ=2~4(cm)之间。这是压缩量法取值的一个原则。对于中小型机械,一般可取δ=3 cm。死记住这个数,可很快判断某一弹簧是否合用。这在现场是很方便的。

(2)第二个原则是按参振质量选取压缩量,大型振动机取大值,小型振动机取小值。而按频率比法最小固有频率为120次/分,相当于6cm压缩量是不能满足大型振动机的设计要求的。我国煤用16米2振动筛静压缩量已取到6.5 cm,这是因为大型振动机的弹簧钢丝很粗(许用应力要求)体积很大,它允许有更多的绝对压缩量。这点对设计大型振动机有重要意义,以前2 0米2以上大型振动筛都采取双质量系统减振,这是很浪费的。现在采用大压缩量法(最大可达20Ao),可以使动负荷大大降低。

基于上述两点,我们建立压缩量法的减振设计程序。

    已知:工作振幅Ao和参振重量w

  (1)取δ=(6~20)Ao,大型筛子取大值,小型筛子取小值。

一般可取方δ=3 cm。

  (2)计算弹簧刚度K=W/δ  即可设计弹簧

  (3)计算动负荷P=KA。

例:已知振幅Ao=0.55cm ,重量w=20吨,进行30米2振动筛的减振设计:

1)取δ=20Ao=11cm

2)弹簧刚度K=20000/11=1818kg/cm 

     每个支点的弹簧刚度K=1818/4=455kg/cm

3)动负荷P=455×0.55=250kg,这个单点动负荷是较小的。

四、比较

    频率比法和压缩量基于相同的理论,但选取参数的出发点不一样,前者是从减传递率出发,偏重于理论。后者是从结构允许的限度和弹簧的可能压缩量出发,偏重于实际。

压缩量法的优点为:

1)设计方法更简单。

2)突破了频率比法的界限,大振动机取大压缩量。为取消二次隔振提供了依椐。

3)现场判断方便,只要记住δ=3cm,即可判断弹簧是否可用。

   建议将这一方法作为振动机设计的标准方法。

 

 

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