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力华牌凸轮泵的隔振设计

2013/11/9 11:56:38      点击:
1引
当凸轮泵产生的振动传给基础、楼板、墙壁或其他结构后,就会引起它们的振动,而转子泵振动频率达到基础固有频率时还会引起能量更大的共振,这些振动以弹性波的形式沿着建筑结构传到其他房间去,使相邻的介质发生振动,以声波的形式被介质传播出去,产生所谓的结构噪声或固体噪声。
另外,如果转子泵长时间的振动不能得到治理,则会进一步引起基座破坏、轴承失效,转子磨损增大等意想不到的后果。因此,必须对凸轮转子泵进行隔振处理。
通过对凸轮泵的隔振设计可阻止振动向基础传播,有效降低凸轮泵的机械振动,还能在很大程度上对其噪声进行有效地控制。然而,在一般工程实践中,人们对转子泵很不重视,只是简单放置隔振片或者直接刚性安装,很少去根据转子泵的实际结构尺寸、动力学特性等进行严格的隔振设计,更谈不上考虑激励、运动特性以及基础柔性等合理选择安装方式等问题。而事实上,隔振器的安装方式如安装角度会在一定程度上影响到隔振效果。研究和实践表明,更斜支隔振更稳定,适用范围更广,垂向固有频率低,横向刚度大,还可解除横向——横摇耦合振动,有着很大的优越性。
本文在对力华牌凸轮转子泵的隔振进行了设计,采用子结构导纳法和四端参数法建立了力华牌凸轮转子泵斜置隔振系统的动力学模型,在分析各子系统间动力和运动传递关系的基础上给出了隔振系统的功率流表达式,通过数值仿真研究了斜置隔振系统的功率流传递特性,给力华牌凸轮转子泵的隔振设计提出了建议。
2动力学模型建立及理论推
2.1凸轮转子泵斜置隔振系统的力学模型
如图1所示为力华牌凸轮转子泵,为对其进行隔振设计,建立其隔振系统的动力学模型,如图2所。
图1LH.200型凸轮转子泵
图2凸轮转子泵隔振系统动力学模型简图
隔振器上下端的受力和速度分别为E,K和E,B,它们的具体形式为
2.2隔振系统动力学分析
2.3系统功率流的推导
3数值仿真与讨
如图3所示为本LH.200凸轮转子泵结构图,其主要尺寸如表1所示。
表1LH.200凸轮转子泵主要结构尺寸(单位:mm)
型号 口径 A B C D E F G H I
LH2  200 1570 550 276 2230 405 593 1600 1300 150
由图3所示,根据表1中型号,这里取凸轮转子泵机组的尺寸为1.6*0.7*0.5m,质量2105.3kg,转动惯量283.6kg.m2,基础板尺寸3×1m,密度2700kg/m3,弹性模量7.1x(10)10N/m2,泊松比0.33,阻尼因子0.02。
为使隔振效果良好,要尽量使转子泵的安装频率尽可能的低,但是要以保证足够的支撑刚度和稳定性为前提。由于转子泵在运转过程,主轴转速一般为800r/min-1200r/min,则由不平衡转子引起的振动激励频率为13-20Hz,另外还有其它的高频扰动。由经典隔振理论,激励频率高于安装频率,隔振有效,则横向、纵向和旋转刚度分别为7.15x10:5N/m,2.12x10"SN/m,5.61x104隔振要求
图3 LH-200型转子泵结构图
图4复合激励下输入到转子泵和基础的功率流
图4为基础板厚为0.1m,隔振器倾角为30,Fp=[1;1;1]×e输入到凸轮转子泵机体和基础板的功率流。由图可见,转子泵的三个刚性模态对应的共振峰值点均低于10Hz,低于由于不平衡转子引起的最低振动激励频率,能有效地进行隔振,且从图中还能发现,传递到基础板的功率明显激励输入到系统的功率,斜置隔振器隔振效果显著。另外,在200Hz到1000Hz之间,出现了三个共振峰值点,则是由基础共振所产生,由于共振频率远远高于系统主要的激励频率,对整体隔振效果影响不大。
图5复合激励下传递到基础板的功率流
图5和图3-6所示为板厚为0.1m,隔振器倾角分别为0到45和45到90,Fp=e时传递到基础的功率流。这时,系统刚性较大,基础板高阶模态不会被激发,图中所示低频段为系统的刚性模态,高频段为基础的低阶模态。可见,隔振器倾角从0到45变化过程中,机器横向刚体振动模态向低频偏移,且传递到基础板的功率逐渐减小,纵向和旋转振动模态共振点相互靠近。当倾角从45到90时,机器横向刚体振动模态向高频段偏移,传递到基础板的功率流增加,但增幅不明显,且横向与纵向刚体共振峰值点相互远离。对转子泵隔振应使系统刚体模态共振频率远离系统激振频率,且使传递到基础的功率最小,综上考虑,隔振器最优的安装角度应为30到60。
图6复合激励下传递到基础板的功率流
图7所示为板厚为0.01m,隔振器倾角为30时,复合激励下传递到基础板的功率流。与图3-4比较可以发现,传递到基础板的功率要明显低,且中高频段出现了大量基础板和隔振器的共振点,这将非常不利于系统的隔振,因此,在对隔振系统进行设计时选择厚度和刚性较大的基础板将大大提高系统的隔振效果。
图7复合激励下传递到较薄基础板的功率流
图8所示为板厚分别为0.1m,0.2m,0.3m,0.4m,0.5m,隔振器倾角为30时,复合激励下传递到基础板的功率流。从图中可以看到,板厚在逐渐增大的过程中,传递大基础的功率流逐渐减小,但减幅也逐渐变小,考虑实际安装空间和节省材料,选择0.2m的板厚会比较合适。
图8复合激励下传递到不同厚度板的功率流
4小
本文利用子结构导纳法建立了凸轮转子泵斜置隔振系统动力学模型,并在此基础上分析了隔振器安装倾斜角度变化及基础板厚度变化对凸轮转子泵隔振效果的影响,得到以下结论:
(1)基础厚度对横向刚度的影响不大,但是增大了基础的纵向刚度和旋转刚度,使刚体模态频率后移。基础厚度增加,输入到系统和基础的功率明显减小,但传递功率流的形状没有发生变化,共振频率依次向后推移,因此,在对凸轮转子泵进行隔振时,应选择厚板作为基础,这不仅有利于减小凸轮转子泵振动传递到基础板的能量,同时,也可以消除由于基础板高阶共振而导致的附加结构噪声。
(2)基础板为刚性时凸轮转子泵横向和纵向刚体振动模态共振峰会经历一个先相互靠近后远离的过程,且倾角为450时传递到基础的功率最小,且此时系统横向刚体模态共振频率最小,远离系统激励频率,因此,对凸轮转子泵隔振时应尽量靠近450安装隔振器,以减小传递到基础板的振动能量。

(3)当倾角从450到900时,机器横向刚体振动模态向高频段偏移,传递到基础板的功率流增加,但增幅不明显,且横向与纵向刚体共振峰值点相互远离。对隔振效果进行综合考虑,隔振器最优的安装角度应为300到600。


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