Содержание к диссертации
Введение
Принятые сокращения 9
1. Анализ состояния проблемы 10
1.1. Общие сведения о бумагоделательном и лесопильном оборудовании 10
1.2. Оборудование для подготовки сырья и производства древесной массы 11
1.3. Бумагоделательные машины 14
1.4. Оборудование для отделки и разрезания бумаги 21
1.5. Лесопильное оборудование 24
1.6. Состояние проблемы виброзащиты машин 25
1.7. Вибродиагностирование и нормирование вибрации оборудования... 29
1.8. Постановка задачи исследований 30
2. Моделирование вибрации оборудования 32
2.1. Цель и задачи исследований. Классификация динамических моделей 32
2.2. Обобщенная динамическая модель оборудования 37
2.3. Факторы, влияющие на виброактивность валов 41
2.4. Динамические характеристики подшипников качения 46
2.5. Динамические модели поперечно-изгибных колебаний валов с распределенными параметрами 52
2.6. Выводы 57
3. Теоретические основы колебаний валов бумагоделательного оборудования 58
3.1. Поперечно-изгибные колебания валов с распределенными параметрами 58
3.2. Колебания валов на рычагах 68
3.3. Колебания валов с дисками 73
3.4. Аксиальные колебания валов 76
3.5. Колебания сложных валов 84
3.6. Колебания валов с регулируемым прогибом на гидроподдержке 92
3.7. Колебания валов в батареях 94
3.8. Выводы 100
4. Крутильно-вращательные колебания валов и привода 103
4.1. Моделирование привода оборудования 103
4.2. Крутильно-вращательные колебания систем валов оборудования 110
4.3. Крутильно-вращательные колебания оборудования с асинхронным электроприводом 121
4.4. Выводы 123
5. Теоретические основы колебаний станин и поддерживающих конструкций бумагоделательного и лесопильного оборудования . 125
5.1. Динамические воздействия на станины и поддерживающие конструкции 125
5.2. Моделирование и исследование вибрации массивных фундаментов машин и грунтового основания 139
5.3. Моделирование колебаний рамных конструкций станин и фундаментов оборудования 166
5.4. Выводы 179
6. Теоретические основы виброзащиты и вибродиагностики оборудования 181
6.1. Общие сведения о виброзащите и вибродиагностике оборудования... 181
6.2. Теоретические основы нормирования вибрации бумагоделательного и лесопильного оборудования 184
6.3. Уравновешивание роторов 196
6.4. Конструктивные методы виброзащиты, виброизоляция, вибродемпфирование, динамическое виброгашение 201
6.5. Теоретические основы вибрационного диагностирования оборудования 212
6.6. Измерение, идентификация вибрации, прогнозирование ресурса при диагностировании оборудования 233
6.7. Выводы 243
7. Вибрация, виброзащита и вибродиагностика конкретных видов лесопильного и бумагоделательного оборудования 246
7.1. Вибрация и виброзащйта лесопильных рам 246
7.2. Вибрация и виброзащита корообдирочных барабанов 272
7.3. Вибрация, виброзащита и вибродиагностика дисковых мельниц . 293
7.4. Вибрация, виброзащита и вибродиагностика бумагоделательных и отделочных машин 322
7.5. Выводы 350
8. Управление виброзащитой и вибродиагностикой оборудования 352
8.1. Постановка задачи 352
8.2. Организация вибродиагностики оборудования 354
8.3. Стандартизация в области виброзащиты и вибродиагностики оборудования 360
8.4. Кадровое и информационное обеспечение виброзащиты и вибродиагностики оборудования 366
8.5. Технико-экономическая оценка виброзащиты и вибродиагностирования оборудования 372
8.6. Выводы. 374
Заключение 376
Список использованных источников 379
- Оборудование для подготовки сырья и производства древесной массы
- Динамические модели поперечно-изгибных колебаний валов с распределенными параметрами
- Колебания валов с регулируемым прогибом на гидроподдержке
- Крутильно-вращательные колебания систем валов оборудования
Оборудование для подготовки сырья и производства древесной массы
Основным технологическим оборудованием для подготовки сырья являются КБ, РМ и сортировки щепы.
КБ представляет полый вращающийся цилиндр с загрузочным лотком и выпускным устройством. Окорка балансов происходит из-за трения и динамических воздействий перемещающихся внутри барабана бревен. КБ имеют одну, две или три секции, которые посредством бандажей опираются на опорные ролики. Применяются также гидравлические опоры бандажа и опоры в виде пневмошин. Привод секций осуществляется преимущественно через открытую зубчатую передачу от асинхронного электродвигателя через редуктор. Фундаменты КБ из монолитного железобетона массивные и рамные со сплошной нижней плитой. Встречаются фундаменты под два барабана.
По данным экспериментальных исследований А.Б. Зыряновой и автора [28,30,74,117,193] КБ являются виброактивным оборудованием. Амплитуды виброперемещений фундаментов достигают 500 мкм при частотах 7... 12 Гц и в ряде случаев являются опасными. Несмотря на это, фундаментальных работ по виброзащите КБ не было. Расчет их фундаментов производится только на статические нагрузки. Следовательно, исследования вибрации КБ с целью их виброзащиты необходимы.
Для измельчения древесины в щепу применяются преимущественно многоножевые дисковые РМ. Рабочим органом РМ является ножевой диск на валу. Привод вала осуществляется через муфту от электродвигателя. Фундаменты РМ массивные, монолитные.
При рубке баланса нагрузка на вал РМ имеет ударный характер. Удары возбуждают крутильные и изгибные колебания валов. Частоты и формы свободных и вынужденных колебаний валов РМ исследованы Н.М. Валыциковым и Д.И. Шамолиным [194-196 и др.]. При исследовании изгибных колебаний расчетная схема вала принята в виде однопролетной балки с сосредоточенными массами и переменными по длине моментами инерции сечений вала. Функция момента сопротивления при резании древесины заменялась типовым синусоидальным импульсом. Преобладают колебания на собственных частотах. Установившийся режим вынужденных колебаний располагается в зарезо-нансной зоне. Вибрация РМ и их фундаментов экспериментально исследовалась НИИЦМашем [197] и в УЛТИ под руководством автора [74,129]. Исследования виброакустических процессов в РМ в связи с разработкой методов борьбы с шумом выполнил В.Н. Старжинский [198,199]. Таким образом, колебания роторов РМ исследованы с достаточной полнотой, необходимо лишь уточнение методов виброзащиты их фундаментов.
Щепа сортируется на напольных или подвесных коробах с ситами, совершающих круговое движение. В напольных сортировках короб опирается на опоры качения, в подвесных - подвешивается на канатах. Привод сортировок осуществляется преимущественно от вертикального эксцентрикового вала с противовесом, приводимого во вращение от асинхронного электродвигателя через ременную передачу. Работы по исследованию вибрации фундаментов и металлоконструкций сортировок нам не известны. Наши исследования [40,74,101], выполненные на 48-ми сортировках щепы показывают, что в ряде случаев необходима виброзащита их поддерживающих конструкций.
Древесная масса вырабатывается из балансов на дефибрерах и из щепы на МД и рафинерах. Для получения дефибрерной массы наибольшее распространение получили цепные и прессовые дефибреры. Вал с камнем в дефибрерах приводится во вращение от электродвигателя через муфту. Корпуса подшипников вала устанавливаются на фундаментных плитах. Фундаменты массивные, монолитные. Основными источниками вибрации дефибреров являются неуравновешенность и биение рабочей поверхности дефибрерного камня [200]. Исследование вибрации 64-х дефибреров, проведённые под руководством автора [74], показывают, что фундаменты технически исправных де 13 фибреров имеют вибрации с амплитудами виброперемещений, достигающими
50 мкм. Динамический расчет фундаментов дефибреров не производится. Разработка методики динамического расчета фундаментов является актуальной.
Для получения рафинерной массы, а также для размола волокнистых полуфабрикатов и измельчения отходов сортирования наибольшее распространение получили МД с консольно расположенным диском. Ротор мельницы вращается в роликовых сферических самоустанавливающихся подшипниках. Для восприятия осевых нагрузок предусматриваются упорные подшипники. В некоторых сдвоенных мельницах диск располагается между опорами. Привод МД осуществляется от асинхронного или синхронного электродвигателя. МД устанавливаются на междуэтажные перекрытия или на массивные фундаменты. Комплексные исследования вибрации и виброзащиты МД выполнены автором и С.Н. Вихаревым [94,102,107,143]. Сведения по вибрации размольных камер МД приведены в работе [199].
Для удаления включений из волокнистой суспензии используют грубое и тонкое ее сортирование [191]. Грубое сортирование осуществляется на плоских вибрационных сортировках, центробежных сортировках - сучколовите-лях. Для тонкого сортирования применяются центробежные, напорные и вибрационные цилиндрические сортировки.
Исследование вибрации вибрационных сортировок различного типа име ло преимущественно технологический характер и посвящалось, в основном, качественной стороне сортирования [203], а также выбору параметров вибрации вибрационных сортировок для обеспечения технологического процесса [204]. Вибрация сита в напорной сортировке рассмотрена в работе [205]. Причиной повышенной вибрации поддерживающих вибрационные сортировки конструкции, чаще всего междуэтажных перекрытий, является недостаточная виброизоляция вибрирующих элементов сортировок, а в ряде случаев, близкое совпадение рабочих частот сортировок и частот свободных колебаний поддерживающих конструкций [9]. Центробежные и напорные сортировки отно 14 сятся к ротационному оборудованию, особенность которого состоит в том, что рабочий орган погружен в жидкость. Корпуса этих сортировок имеют вибрацию с частотами, равными и кратными частоте вращения ротора и произведению частоты вращения ротора на число лопастей [59].
При проектировании и эксплуатации оборудования для выработки, размола, сортирования и очистки бумажной массы принятие мер по их виброзащите в ряде случаев бывает необходимым, потому проведение исследований в этом направлении целесообразно.
Динамические модели поперечно-изгибных колебаний валов с распределенными параметрами
Задачей исследований вибрации оборудования является в общем случае выявление функциональных зависимостей (2.1). Для этой цели необходим выбор динамических моделей оборудования. Динамические системы оборудования можно классифицировать по типу применяемых механизмов и их приводов; по числу и типу вращающихся звеньев (валов, цилиндров, роторов) и их взаимной связи; по характеру динамических воздействий, возбуждающих вибрацию оборудования; по величине и соотношению размеров по направлениям (вертикальном, продольном, поперечном); по конструктивному исполнению станин и поддерживающих конструкций.
ЛР относятся к агрегатам с кривошипно-ползунными механизмами. БО является ротационным. Все подвижные звенья его: валы, цилиндры, роторы, вращающиеся корпуса корообдирочных барабанов совершают вращательные движения. По количеству роторов оборудование подразделяется на одноротор-ное (MP, МД и др.) и многороторное (БМ и отделочные машины) со стационарными и нестационарными связями между роторами. Привод машин может быть одно- и многодвигательным, с двигателями асинхронными, синхронными и постоянного тока, без передаточных механизмов, а также с зубчатыми, ременными и комбинированными передачами.
Оборудование имеет либо компактную конструкцию с соизмеримыми размерами в трех взаимно перпендикулярных направлениях (РМ, МД, сортировки), либо протяженную конструкцию, когда длина машины превышает ее высоту и ширину (БМ, некоторые отделочные машины), либо высотные конструкции, когда высота машины превышает ее длину и ширину (ЛР, суперкаландры, цепные дефибреры).
Станины оборудования выполняются в виде плоских и пространственных рамных конструкций (БМ, ЛР, отделочные машины), корпусных конструкций (РМ, МД), опорных фундаментных плит (КБ, сортировки щепы). Компактную корпусную конструкцию обычно имеет однороторное оборудование, а рамную - станины многодвигательного оборудования и ЛР. Поддерживающими оборудование конструкциями являются фундаменты и междуэтажные перекрытия. Фундаменты выполняются массивными, рамными, столбчатыми, ленточными, опирающимися на естественное грунтовое или на свайное основания. У виброизолированных машин между станиной и поддерживающей конструкцией устанавливаются виброизоляторы.
По признаку идентичности расчетных моделей можно выделить однороторное оборудование со станинами корпусной конструкции на массивном фундаменте или междуэтажном перекрытии, многовальные машины со станинами рамной конструкции и массивными рамными, столбчатыми или стенчатыми фундаментами, установки колонного типа на массивных фундаментах.
При вибрационном проектировании реальная машина заменяется упрощенной идеализированной схемой или моделью, отображающей наиболее существенные факторы, воздействующие на вибрационный процесс. Выбор динамической модели есть первый этап вибрационного расчета машины. Каждой динамической модели соответствует своя математическая модель. Составление математической модели - второй этап расчета. Третьим этапом является выявление на модели причинно-следственных связей и количественных зависимостей вибрационных явлений в машине. На четвертом этапе выполняется вибрационный расчет.
Основными конструктивными элементами оборудования являются валы, станины и поддерживающие конструкции, представляющие в динамическом отношении единое целое. А между тем, машины и поддерживающие конструкции проектируют разные организации. Следовательно, расчетная модель должна отражать возможность вибрационного расчета каждого конструктивного элемента раздельно и во взаимной их связи.
Расчетные динамические модели каждой из рассмотренных групп имеют особенности. Динамическая модель однороторного оборудования со станинами корпусной конструкции на массивном фундаменте или перекрытии представляет собой одномассовую систему, где фундамент представляется в виде жесткого массива, опирающегося на грунтовое основание, а станина - жестко связанной с фундаментом. При виброизоляции машина непосредственно или через массивный блок опирается на фундамент через упругодемпфирующие элементы. Роторы однороторных машин в общем случае гибкие на упругих опорах. Для исследования вибрации фундаментов роторы представляются абсолютно жесткими на упругодемпфирующих опорах. Коэффициенты жесткости и неупругого сопротивления принимаются, исходя из равенства низших частот свободных колебаний и коэффициентов динамического усиления при резонансе реального ротора и абсолютно жесткого на упругодемпфирующих опорах.
Особенности второй группы оборудования заключаются в том, что на станинах и фундаментах пространственной рамной конструкции устанавливается множество взаимосвязанных валов. Обоснование динамической модели этого оборудования рассмотрено в подразделе 5.3.
В оборудовании третьей группы станина развита по высоте, низшие частоты их свободных горизонтально-вращательных колебаний соизмеримы с частотами свободных колебаний массивных фундаментов. Жесткость станин в вертикальном направлении велика, и они могут приниматься абсолютно жесткими и жестко связанными с фундаментом. Упругоподатливая станина может быть представлена в виде массивного тела, связанного с фундаментом при помощи упругодемпфирующего шарнира (см. подраздел 5.2).
В основу обобщенной динамической модели принимается метод расчленения сложной динамической системы на парциальные подсистемы с использованием естественной иерархической структуры машины совместно с поддерживающей конструкцией [42,147]. Суть метода рассмотрим на примере гипотетической системы, состоящей из виброизолированной машины на массивном фундаменте с упруго связанным со станиной машины агрегатом. Система разбивается на следующие парциальные подсистемы: жесткая машина, установленная жестко на фундамент, опирающийся на упругое грунтовое основание; жесткая машина, опирающаяся на неподвижный фундамент через виброизоляторы; жесткий агрегат, опирающийся на неподвижную станину машины через упругие элементы. Из условия равновесия каждой парциальной подсистемы составляются дифференциальные уравнения, определяются парциальные динамические характеристики подсистем. Парциальные параметры "увязываются" системой уравнений в полной динамической модели машины и поддерживающей конструкции.
Колебания валов с регулируемым прогибом на гидроподдержке
В БО используются уникальные валы, не встречающиеся в других отраслях техники: отсасывающие, гранитные, набивные, с регулируемым прогибом. Характерной особенностью сложных валов является наличие двух соосных взаимосвязанных элементов, имеющих между собой и основанием (поддерживающей конструкцией) те или иные связи. В отсасывающих валах такими элементами являются вращающаяся рубашка вала и неподвижная отсасывающая камера, связанные между собой упругодемпфирующими связями в виде подшипниковых опор и уплотнений отсасывающей камеры. В валах с осью соос-ными элементами являются неподвижная ось и вращающаяся рубашка, связанные между собой подшипниками качения.
Расчетная схема сложных валов сводится в общем случае к системе двух соосных сопрягаемых между собой и неподвижным основанием стержней.
Связи между стержнями могут быть сосредоточенными и распределенными, упругими и упругодемпфирующими. Обобщенная динамическая модель сложных валов представлена на рис. 3.10а, где обозначено: Ек, рк, Sk, 1к и Ер, рр, Sp, 1р - модуль упругости и плотность материала, площадь и момент инерции сечения соответственно оси (сердечника, камеры) и рубашки вала; Q, bj (і-1,2,...,6) и СіВ, bjB (i=3,6) - коэффициенты жесткости неупругих сопротивлений сосредоточенных опор соответственно линейные и угловые; Сор, bop, Cok, Ьок - коэффициенты жесткости и неупругих сопротивлений распределенных опор соответственно между рубашкой вала и сопряженной опорой, между рубашкой вала и камерой (осью); Вк и В - длины распределенных опор; ai (i=l,2,...,5) - расстояния между опорами.
Динамические модели конкретных валов являются частными случаями обобщенной динамической модели. Например, в модели отсасывающих валов (рис. 3.10,6) отсутствуют опоры N и Е и а4 = а5 = 0; в модели валов, рубашка которых защемлена на вращающейся или неподвижной оси (рис. 3.10,в), отсутствуют сосредоточенные опоры А и N и распределенная опора между осью и рубашкой.
При выборе динамических моделей сложных валов приняты те же допущения, что и при расчете трубчатых валов. При этих допущениях пространственная модель сложного вала сводится к плоской модели двух соосных сопрягаемых однопролетных балок с линейными и угловыми упругодемпфирующими опорами по их концам, имеющих между собой сосредоточенные и распределенные упругодемпфирующие связи. Параметры поперечного сечения, погонная масса балок могут быть переменными по длине, но в любом случае их можно представить кусочно-постоянными. В расчетной модели балки разбиваются на участки с постоянными значениями массово-жесткостных характеристик. Для обеих балок границы участков должны совпадать. Причем эти границы целесообразно принимать по опорам и сосредоточенным связям [382]. Граничные условия концевых балок определяются из условия их закрепления. Решение уравнений колебаний балок для каждого участка находится в виде (3.15). Подставив это решение в граничные условия каждого участка, получим систему взаимосвязанных уравнений, по которым можно определить собственные частоты колебаний и параметры вынужденных колебаний вала. Рассмотрим для примера один из частных случаев обобщенной модели применительно к отсасывающему валу. Отсасывающий вал представляет собой перфорированную цилиндрическую оболочку (рубашку), вращающуюся в подшипниках качения, корпус одного их них опирается на станину, второй связан с корпусом отсасывающей камеры. Отсасывающая камера находится внутри рубашки. Между рубашкой и камерой установлены продольные и торцовые уплотнения.
Расчетная модель отсасывающего вала (рис. 3.1 Qr) представляется в виде двух взаимосвязанных балок: вращающейся (рубашка вала) и невращающейся (отсасывающая камера). Балки имеют упругодемпфирующие распределенные и шарнирные сосредоточенные связи между собой и со стойкой. Роль сосредоточенных опор играют подшипниковые узлы. Распределенной опорой между балками является уплотнение отсасывающей камеры, а между вращающейся балкой и стойкой - сетка (гауч-вал, формующий вал), сукно и сетка (вакуум-пе-ресасывающий вал) и сопрягаемые валы (прессовые отсасывающие валы). Жесткость уплотнений камеры существенно меньше жесткости опор и конструкций рубашки и камеры и ею можно пренебречь. Математической моделью колебаний отсасывающих валов является система дифференциальных уравнений (3.49; 3.50) с взаимосвязанными граничными условиями. Балки, моделирующие камеру и рубашку вала, разбиваются на участки с постоянными характеристиками (lp, 2р, 2к, Зк).
Крутильно-вращательные колебания систем валов оборудования
В БО и ЛР нередко возникают крутильно-вращательные колебания валов и привода. Причем под термином крутильно-вращательные колебания понимаются колебания систем, в которых некоторые звенья, например, валы БМ, корпуса КБ, роторы электродвигателей принимаются абсолютно жесткими, не-деформируемыми. Другие звенья, преимущественно передаточных механизмов, испытывают при колебаниях крутильные деформации. Применяются асинхронный (ЛР, КБ, MP, МД), синхронный (МД, дефибреры) электроприводы, а также привод от электродвигателей постоянного тока с независимым возбуждением (БМ, ОМ). Конструктивное исполнение привода валов и роторов весьма разнообразно. Связь роторов электродвигателя и машины осуществляется либо посредством муфты, либо передаточных механизмов. Передаточные устройства привода большинства агрегатов состоят из редуктора, муфт, промежуточных или карданных валов. Некоторые агрегаты, например КБ, имеют в приводе тихоходные открытые зубчатые передачи. В других машинах, например, ЛР, сортировках щепы, роторы электродвигателя и рабочей машины связаны ременной передачей.
Таким образом, элементами привода являются электродвигатели и передаточные механизмы и устройства: муфты, промежуточные (карданные) валы, редукторы, ременные передачи и открытые зубчатые передачи. Привод в общем случае представляет собой многомассовую упругую систему с распределенными массами.
При исследовании динамических процессов крупных машин широкое распространение получила гипотеза эквивалентной упругой системы, состоящей из конечного числа дискретных, абсолютно жестких масс, соединенных упругими безынерционными связями [370,371,418 и др.]. Расчетная схема линии привода состоит в общем случае (рис. 4.1,а) из п масс с моментами инерции 9Ь 02,..., 9П, соединенных между собой безынерционным валом, имеющим на участках между массами жесткости Сі2, С2з, —, C(n.Dn.
Характерными чертами современных приводов БО являются большие значения моментов инерции приводных валов секций и роторов электродвигателей и сравнительно небольшие массы передаточных механизмов [375]. Упругая крутильная податливость передаточных механизмов и устройств существенно больше крутильной податливости приводных валов БО и роторов электродвигателей. При таких соотношениях масс и жесткостей многомассовую систему привода обычно приводят к двухмассовой системе с приведенными моментами инерции двигателя 9Д и приводного вала секции 9В, связанными между собой приведенной упруго демпфирующей связью (рис. 4.1,6).
Приведенные моменты инерции двигателя 9Д и приводного вала секции 9В, а также упругодемпфирующие характеристики связи между массами эквивалентной системы определяются из условия равенства кинетической и потенциальной энергий эквивалентной и действительных систем [369,373].
Жесткость зубчатых передач больше жесткости других элементов передаточных механизмов и ею при расчете, например частот свободных крутильных колебаний привода, можно пренебрегать. Но при определенных условиях изменения жесткости зацепления, вызванные изменениями суммарной длины контактных линий в разных фазах пересопряжения зубьев, могут быть причиной параметрических колебаний привода. Функция, описывающая изменения жесткости зацепления, содержит систематическую периодически повторяющуюся компоненту характерной кусочно-линейной формы, которую можно разложить в ряд Фурье [351]. В спектре этой функции доминирует компонента первой зубцовой частоты coz. Поэтому можно ограничиться приближенным представлением переменной жесткости зацепления в виде где ACZ - амплитуда изменений жесткости на зубцовой частоте; хг=ЛС2/С03 - коэффициент глубины модуляции жесткости на зубцовой частоте.
Погрешности зубчатых зацеплений, вызванные отклонением формы и положений зубьев от идеальных значений, приводят к нарушению закона зацепления, которое выражается в непостоянстве передаточного отношения зубчатой пары. Это непостоянство является источником кинематического возбуждения колебаний привода системы валов.
Передаточное отношение зубчатой передачи с числом зубьев зубчатых колес Z; и Zj+i представляется суммой постоянного значения, равного обратному отношению чисел зубьев uci;i+i = zi+i/zi, и отклонений от постоянного значения Auu+i(t): Функция xu(t) является периодической и ее можно разложить в ряд Фурье. Ограничившись первой гармоникой ряда относительно зубцовой частоты, получим:
