ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение
1 Описание объекта исследований и работа с ним
1.1 Назначение и применение изделия
1.2 Схема углошлифовальной машины
1.3 Методика работы
1.4 Меры безопасности
2 Исследовательская часть
2.1 Теоретическое обоснование исследований и области применения
2.1.1 Выбор оптимальных режимов работы
2.1.2 Влияние шума и вибрации на ресурс машины
2.1.3 Методы снижения вибрационной опасности
2.1.4 Получение и оценка вибрационных характеристик ручных машин
2.1.5 Изучение влияния упругих опор на снижение шума и вибрации
2.1.6 Оценка обрабатываемости материалов ручным электроинструментом
2.2 Экспериментальные исследования
2.2.1 Методика исследований
2.3 Исследование динамики ротора
2.3.1 Динамика ротора вращающегося в двух упругих опорах
2.3.2 Расчёт собственных критических частот вращения ротора, углошлифовальной машины вращающегося в двух упругих опорах
2.4 Исследование переходных процессов динамики ротора
2.5 Перспективы развития исследований
2.5.1 Имитатор нагрузки для испытаний машинных агрегатов
2.5.2 Методика измерений
3 Конструкторская часть
3.1 Разработка конструкции углошлифовальной машины М-600 с ротором, установленным в упругие опоры
3.1.1 Классификация упругих опор
3.2 Проектирование оснастки
3.2.1 Проектирование пресс – формы для изготовления упругих опор
4 Экономическая часть
4.1 Организационно-экономическая часть
4.1.1 Организация рабочего места исследователя
4.1.2 Расчет затрат на изготовление втулок
4.2 Определение затрат проведение исследовательских работ
5 Экологическая часть
5.1 Воздействие шума и вибрации на организм человека
5.2 Нормирование вибрации передаваемой на руки оператора
5.3 Нормирование спектров шумов и вибраций
5.4 Ручной механизированный инструмент
5.5 Мероприятия по промсанитарии и гигиене труда
5.6 Расчёт искусственного освещения
5.7 Электробезопасность
Заключение
Литература
Приложение 1 Данные исследований
Приложение 2 Спецификации
Введение
Научно-техническая революция, современниками и участниками которой мы являемся, выдвинула перед наукой и инженерным делом, целый комплекс серьёзнейших проблем. Несомненно, что одна из важнейших задач является обеспечение высокой надёжности технических систем, особенно тех из них, с функционированием которых связаны жизнь и здоровье людей.
Для достижения этого необходимо, увеличить производительность машины, повысить её ресурс, улучшить характеристики и т.д., не прибегая к излишнему усложнению конструкции. Одновременное выполнение этих условий приводит к созданию машины, ротор которой вращается выше первой, а часто и выше второй критической скорости. Виброактивность таких роторных машин, если не принять специальных мер, приводит к преждевременному выходу из строя подшипниковых узлов.
Использование пути, который был впервые предложен Лавалем –
– гибкий вал, вращающийся в жестких опорах качения или скольжения, по ряду причин, весьма ограничено, и не получило широкого применения. В то же время, нерационален и путь конструирования машины с ротором, частота вращения которого, ниже первой критической скорости, так как это приводит к значительному увеличению массы вращающихся частей и ограничивает частоту вращения ротора. [23]
Самым рациональным решением с точки зрения реакций в подшипниках, при конструировании роторных машин, является создание машины с жестким ротором, вращающимся в упругих опорах.
С другой стороны, виброактивность ротора, в особенности в зоне критических скоростей, может быть уменьшена, ужесточением допусков на изготовление и балансировку роторов. Однако на машиностроительных заводах этот путь практически исчерпан, и дальнейшее уменьшение допусков ведет к экономически и технически неоправданным издержкам.
Между тем, конструируя машину с жестким ротором, установленным в упругие опоры, можно обеспечить легкий переход через критические скорости и уменьшить давление ротора на опоры за счет эффекта самоцентрирования.
Тенденции современного машиностроения, ведут к возрастанию скоростей и энергонасыщенности машин и приборов, с одновременным ужесточением требований к ним по надёжности, качеству и функциональным возможностям, которые вызывают необходимость совершенствования подшипников, как наиболее нагруженных узлов, имеющих ограниченный ресурс при тяжелых режимах эксплуатации. Особенно опасны для подшипниковых опор зоны резонансных частот, в которых наблюдаются максимальные амплитуды виброперемещений и виброускорений оси вала, вызывающие пикообразный рост динамических реакций в опорах. В ещё большей степени подвержены воздействию разрушающих нагрузок, подшипниковые опоры малогабаритного и высокоскоростного оборудования, например, такого как дрели, различные электроприводы, углошлифовальные машины, рабочие диапазоны частот, вращения которых располагаются за первой и второй критическими скоростями. Традиционные методы повышения стойкости подшипниковых опор не применимы к таким машинам, так как они не действенны в диапазоне первой критической частоты вращения вала. Но существует и другой путь, позволяющий резко снизить динамические реакции опор в зонах двух первых критических частот, заключающийся в снижении жёсткости системы «ротор — опоры». Снижение жёсткости производится применением упругих опор, в результате чего, вал обладает способностью самоцентрироваться за второй критической скоростью. Этот путь имеет существенное преимущество перед традиционными методами ещё и в том, что подбором жёсткостей опор можно добиться расположения рабочих частот в зоне самоцентрирования, где амплитуды колебаний и динамические реакции в опорах минимальны. Наиболее широкое применение этот метод нашёл в станках для испытания прочности абразивных кругов, высокоскоростных шпинделях, центрифугах.
Сложившееся положение в сфере испытаний роторов и коллекторов на динамическую прочность требует целенаправленного поиска принципиально новых конструктивных схем испытательных стендов. Это вызвано несколькими причинами: во-первых, крайне низкой стойкостью опор валов, во-вторых, нестабильностью работы оборудования на высоких частотах вращения, в-третьих, в результате роста номинальной частоты вращения электромашин увеличилась и испытательная частота вплоть до величин не достижимых на существующих стендах. На практике это проявляется в вялом, затянутом по времени разгоне вала стенда до испытательной частоты. В случаях, когда испытательная частота близка к критической, имеет место «застревание» вала на этой критической частоте, так называемый эффект Зоммерфельда, вследствие ограниченной мощности привода стенда, а также наблюдаются автоколебания вала стенда с повышенной амплитудой, что приводит к разрушению подшипников. [16]
Эти тенденции, при конструировании машины, привели к проблеме
борьбы с виброактивностью. Можно сказать без преувеличения, что низкая вибрация роторной машины – свидетельство правильного расчета и конструирования.
Если раньше, при расчете машины, можно было ограничиться определением критических скоростей вращения ротора и вести расчет при упрощающих предположениях об абсолютной жесткости опор, то в настоящее время такой подход не может привести к приемлемому результату. Необходимо рассматривать динамическую систему: «ротор – упругие опоры – корпус машины».
Следует отметить, что наряду с детерминированными характеристиками роторной машины (размеры, массовые инерционные параметры, скорость вращения и т.п.) имеются факторы со случайными характеристиками (например, неуравновешенность по длине и в радиальных плоскостях). Для расчёта критических скоростей роторной машины (в динамическом нагружении), не зависящих от случайных факторов, целесообразно применение современных ЭВМ.
В литературе, по расчётам роторных машин, в основном уделяется внимание определению амплитуд колебаний роторов. Тогда как наибольший практический интерес представляют динамические нагрузки между ротором и упругими опорами, а также давления, передаваемые на корпус машины. Хотя амплитуды колебаний и динамические нагрузки взаимосвязаны, и их нельзя отождествлять. [14]
В связи с этим возникает проблема оптимального проектирования роторных машин. В зависимости от назначения машины и предъявляемых к ней требований, могут быть сформулированы различные критерии качества. В данном случае, надо минимизировать давления между ротором и опорами, что увеличивает ресурс и одновременно уменьшает шум, излучаемый машиной.
В современных роторных машинах рабочая частота вращения
располагается выше первой, а часто и выше второй критической скорости. В связи с этим, при конструировании и расчёте необходимо обеспечить переход через зоны критических скоростей с малыми резонансными амплитудами и виброперегрузками. Уровень вибрации зависит от следующих факторов:
· близость к критическим скоростям;
· распределение масс ротора;
· упругие характеристики системы;
· рассеяние энергии в системе;
· неуравновешенность ротора;
Никакое внутреннее рассеяние энергии в самом роторе не связано с ограничением резонансных амплитуд, поскольку форма изгиба ротора при круговой прецессии не меняется. Основным источником рассеяния энергии служат подшипники и уплотнения. Без этих источников демпфирования переход через критические скорости оказался бы сильно затруднённым. Однако ошибочным следует считать путь искусственного увеличения
демпфирования для перехода через зоны критических скоростей. На рабочих скоростях увеличение демпфирования не сказывается на уменьшении амплитуд вибрации, но уменьшает К.П.Д. машины. Нелинейные демпферы могут явиться причиной возникновения новых зон повышенных вибраций. Более прогрессивным является другой метод снижения амплитуд при переходе через критические скорости. Оставляя ротор без изменений, делают опоры упругими. Тем самым снижается жёсткость системы и вместе с ней резонансные амплитуды. [13]
Такой подход к конструированию позволяет создать машину, ротор которой проходит зоны первой и второй критических скоростей с малыми амплитудами и виброперегрузками без изгибных колебаний. Рабочие скорости при этом располагаются выше второй критической скорости в зоне самоцентрирования. Использование упругих опор не получило до сих пор широкого распространения. Это объясняется отсутствием в распоряжении проектировщиков стандартных упругих опор различных типоразмеров. Упругие опоры в настоящее время изготовляются отдельно для каждой машины, тогда как изготовление их вместе с подшипниками качения или в виде упругих подшипников скольжения на специализированных заводах позволило бы быстро внедрить их в производство.
Цель дипломного проекта
Внедрение в конструирование роторных машин современных способов борьбы с виброактивностью, а также повышение долговечности и улучшение эксплуатационных характеристик оборудования с быстровращающимися роторами, путём аналитического и экспериментального исследования динамики этих механизмов и разработка новых перспективных конструкций, что позволит увеличить ресурс и создать работоспособные машины.
Для достижения поставленной цели в работе рассматриваются следующие задачи:
1. Проведение аналитических и численных исследований влияния конструктивных параметров привода на динамику вала, в том числе на характер изменения зон резонансных частот.
2. Проведение комплекса экспериментальных исследований влияния различных конструктивных схем упругой подвески, на способность вала опытного образца преодолевать зоны резонансных частот.
3. Разработка методики обработки и представления результатов численных и натурных экспериментов с использованием средств вычислительной техники.
4. Модернизация конструкции углошлифовальной машины, представляющая собой, установку на подшипники упругих опор.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ.
1. Алексеев С.П., Казаков А.М., Колотилов Н.Н. «Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении». Москва. 1970.
2. Бать А.П., Кельзон А.С. «Теоретическая механика в примерах и задачах» Ленинград 1977.
3. Беклешов В.К. «Технико-экономическое обоснование дипломных проектов» Москва 1991.
4. Бюллетень изобретений. — дипломный проект по технологии машиностроения
5. Геворкян А. М., Карасёва А.А. «Экономика и организация в дипломных проектах» Москва 1982.
6. ГОСТ 11828-75 Машины электрические вращающиеся. Общие методы испытаний.
7. ГОСТ 11929-87 Машины электрические вращающиеся. Методы определения уровня шума.
8. ГОСТ 12379-75 Машины электрические вращающиеся. Методы определения вибрации.
9. ГОСТ 12327-75 Машины электрические вращающиеся. Остаточные дисбалансы роторов и методы изучения.
10. Животов Ю.Г. «Автобалансирующие устройства для динамической балансировки роторов».
11. Заитов С.И., Гон К.Н. «Влияние частоты и осевой нагрузки на момент трения радиально-упорного подшипника». Вестник машиностроения 11`88.
12. Исаюк–Саевская А.Р., Кельзон А.С. «Самоцентрирование и уравновешивание высокооборотного компрессора». Вестник машиностроения 3`94.
13. Кельзон А.С. «Расчёт и конструирование роторных машин». Ленинград. 1977.
14. Кельзон А.С., Циманский Ю.П., Яковлев В.И. «Динамика роторов в упругих опорах». Москва. 1982.
15. Маслов Г.С. «Расчеты колебаний валов». Справочное пособие. Москва. 1968.
16. Никифоров А.С. «Вибропоглощение на судах». Ленинград. 1979.
17. Панфилов Е.А., Согин С.В. «Снижение вибрации корпуса ручных машин» ». Вестник машиностроения 5`91.
18. Попова Г.Н., Алексеев С.Ю. «Машиностроительное черчение». Справочник. Ленинград. 1980
19. Покровский А.В., Минько Э.В. «Технико-экономическое обоснование исследовательских инженерных решений в дипломных работах и проектах». Москва. 1988.
20. Самсаев Ю.Л. «Основные сведения из теории балансировки роторов». Вестник машиностроения 2`92.
21. Самсаев Ю.Л. «Статистическая балансировка роторов». Вестник машиностроения 5`92.
22. Самсаев Ю.Л. «Динамическая балансировка жёстких роторов». Вестник машиностроения 4`92.
23. Тондл А. «Динамика роторов турбогенераторов». Ленинград.1972.
24. Фролов К.В. «Вибрация в технике». Справочник в 6 томах. Том 6. Москва. 1981.
25. Чаедаев Д.Н. «Снижение вибрации ручного механизированного инструмента с применением упругих опор». Вестник машиностроения 2`92.
26. Юдин М.В. «Охрана труда в машиностроении» Москва 1976.
