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振动筛弹性支承系统的设计分析

时间:2015-07-30  来源:中国振动设备网  作者:[db:作者]  浏览次数:726

  分析了振动筛的动态稳定性,处于超临界振动工作状态的振动筛,在启动加速和停车滑行的过渡期,均要通过共振区,其运行是不稳定的。文章为工程设计合理确定振动筛的弹性支承系统的位置和弹性元件的计算提供了可靠性依据。

  振动筛或振动给料机在冶金烧结系统得到广泛应用。为满足工艺流程的要求,振动筛配置在工厂厂房二层以上的楼面上。因振动筛的起动加速和停车滑行过渡过程中要通过共振区,筛箱的瞬时振幅值会超过稳定运行期振幅的十几倍或几十倍,筛箱常出现激烈的奔弛性振动,这种不可逾越的过渡工况,对建筑物和支承弹簧的寿命影响极大。振动机的设计与操作者知道,要缩短过渡过程,减缓该类有害振动,除设计上选择合理的运动学参数和动力学参数以及采取动力制动外,对振动筛进行动态稳定性分析,合理确定支承弹簧的位置及弹簧的刚度是很重要的。

  1振动过程振动筛的工作过程,依其运动特性可分为起动加速过渡过程、稳定振动运行阶段和停车滑行过渡过程。在起动加速过程中,该弹性振动系统自由振动加上强迫振动。由于驱动电动机的转速迅速增加,在极短时间内越过振动系统的主振频率,因此会出现明显的垂直方向和水平方向的共振现象,这时筛箱处于复杂的平面运动状态。当电动机转速达到稳定值时,自由振动相对逐渐衰弱,后振动筛就以强迫振动的振幅和频率保持稳定运行,即正常运转工作阶段。此时,振动筛在远超临界振动态下的正常工作点是激振频率ω大于振动系统的固有频率ωj,通常采用频率比Z~6.停车滑行过渡过程,可分为激振器偏心块旋转运动停止前后两个阶段。当电动机断电后,偏心块回转角速度逐渐减少,其激振力亦随之逐渐减小。筛箱的振动,由逐渐衰减的强迫振动加自由振动过渡到偏心块停止旋转后的微弱自由振动直到振动筛完全停止。整个停车滑动过程,筛箱同样作复杂的平面运动。一般情况下,大的振幅值在停车时出现,因振动筛停车的过渡过程相对启动时来说,其时间更长一些。启、制动时不稳定振动振幅扩大趋势与稳定运行的谐振振幅频率特性比较曲线如图1所示。

  行的谐振振幅比较曲线确定不稳定状态的振幅扩大是很复杂的,有的文献资料已阐明了解决此问题的困难性。根据对这类振动筛运行测试表明,筛机箱体的大振动负荷是在启、制动发生扭转共振时出现。在越过共振区时,振动筛对基础将产生猛烈的趋势与有害冲击振动。

  2振动系统的稳定性对无二次隔振的单轴惯性式振动筛,是一个单质量弹性振动系统,其计算简图如图2所示。

  该弹性振动系统的运动微分方程式,以往常简化成单自由度系统来分析,这种简化是以振动方向与激振力的方向相重合为前提的。事实上,由于支承弹簧存在径向(横向)刚度,且径向刚度与轴向刚度不等值,振动方向与激振力的方向是不重合的。为此,我们以更符合实际工况的三个座标轴方向来建立起振动系统的运动微分方程式,即:有色设备―2000.3单轴惯性式振动筛计算简图式中F―大激振力β―振动方向角M―筛箱及激振器的诱导振动质量J―筛箱对重心的惯性矩―筛箱支承弹簧的径向刚度―筛箱支承弹簧的轴向刚度x、y―振动筛工作时筛相对重心的线位移θ―振动筛工作时筛箱相对重心的转角―分别为筛箱的几何尺寸。

  上述微分方程中,未考虑普通圆柱形螺旋弹簧的横向变形引起的无功力矩,亦未考虑阻尼力,因为这种简化不会产生实质性的误差。大家知道,普通圆柱螺旋弹簧的特性曲线,是轴向刚度具有线性特性,而径向刚度特性比较复杂,不过为使问题简化,在正常范围内,径向刚度同样也可以采用近似线性的比例关系。

  振动筛在稳定振动工作制度下,其驱动的角速度ω为常数。因此,方程组(1)求解可得:式中A―筛箱重心的振幅在X座标轴和Y座标轴上的投影―筛箱对重心的角振幅。

  振动筛稳定运行条件,是转角θ值极小,当θ→0时,方程组(2)中后一个方程式变为:由此可见,在激振频率为某一确定值和筛箱的几何尺H和支承弹簧的刚度值给定情况下,方程式(3)便可实现。因为F =f),这样一来,在激振频率(ω)变化(启动加速或停车滑行过程)时,筛箱各点的振幅对比关系将改变。而筛箱重心的水平和垂直位移的对比关系仍为常数。根据参考文献,对振动筛运行观测,筛箱的大振动负荷是在启、制动状态下扭转共振时出现。消除过渡过程中出现的激烈的奔弛性振动的方法是建立起弹性系统的动态平衡,使作用于筛箱的综合动态力矩的矢量和为零。在这种情况下,支承反力、激振力和惯性力的方向亦保持不变。

  3支承弹簧位置的确定由方程组(1)可以看出,要满足动态平衡条件,必须有θ→0 ,x或支承反力方向的恒定条件是:冶炼厂烧结车间的热矿振动筛一般系双质量振动系统,其主振弹簧和二次隔振弹簧常采用钢螺旋弹簧,这种弹簧的径向刚度与轴向刚度之比同弹簧的有效工作高度、弹簧的工作半径及轴向变形量有关。

  若令支承弹簧的径向刚度与轴向刚度之比为μ,则有:由此,方程(5)可改变成:又由图2中的几何关系,不难导出:有色设备―2000.3式中L―筛箱支座的几何尺寸。

  生产实践中,考虑到工作弹簧的耐久性和稳定性以及系统的减振效果,振动筛的钢螺旋弹簧的工作高度与中径之比常采用1.5~2.5.在这种参数条件下,弹簧的径向刚度与轴向刚度之比μ由此可见,当x对有减振架的二质量振动系统的双轴惯性振动筛,计算简图如3所示。

  该振动系统,采用上述同样的分析方法,可得到:根据上述分析,可得出如下结论:要使振动筛在起动加速或停车滑行过渡过程中,不出现急剧地扭转振动和减缓弹簧的极限负荷,使传递到基础上的动载荷小,设计时按公式K或K的关系合理确定其弹簧支点位置的几何尺寸参数亦是很重要的。

  4弹簧支承系统的确定在确定振动筛的弹性支承系统时,其支承弹簧的位置应满足动态平衡条件,弹簧应有足够的支承能力,其初始变形量应大于停机时的大振幅值,以保证筛机正常工作。但弹簧刚度不宜大,以使经弹簧传至基础的振动负荷对建筑物的有害振动小。

  对于单轴惯性振动筛,支承(或悬挂)弹簧总刚度一般计算公式为:式中m―筛机的质量―偏心块质量, m m―振动系统的固有频率。

  弹簧的大工作负荷计算式为:即F式中g―重力加速度―筛机质心的大振幅。

  ε―角减速度。

  弹簧的钢丝直径为:式中W―旋绕比,即弹簧指数。该值越小,弹簧卷制越困难,弹簧的刚度越大―曲度系数,取决于旋绕比〔τ〕―许用应力(Pa),与弹簧的材料和热处理方法有关。在切变模量G =8.5×10弹簧受周期性交变载荷,当其自振频率与载荷频率接近或重合时,会产生共振,使应力增大,严重时可能导致弹簧钢丝断裂。因此设计弹簧时应使一阶自振频率避开载荷频率,或ω是弹簧与筛箱脱离或两个弹簧钢丝相碰瞬间的临界频率。

 

 

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