Вы здесь

Формування віброакустичних характеристик машин очистки коренебульбоплодів періодичної дії для підприємств харчування

Автор: 
Жидков Юрій Віталійович
Тип работы: 
Дис. канд. наук
Год: 
2007
Артикул:
3407U004626
99 грн
(320 руб)
Добавить в корзину

Содержимое

РАЗДЕЛ 2
ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МАШИН ОЧИСТКИ КОРНЕКЛУБНЕПЛОДОВ ПРЕДПРИЯТИЙ ПИТАНИЯ
В механических системах этого оборудования возни­кают линейные и крутильные
колебания звуковой частоты. Основными причинами возникновения колебаний
является неравномерность возмущающих сил и моментов, моментов сопротивления,
упругость звеньев системы, неуравновешенность вращающихся звеньев системы,
наличие зазоров в кинематических парах, автоколебательные процессы и др.
Виброактивными элементами технологического оборудования яв­ляются:
электродвигатель, клиноременная передача, подшипниковые узлы, взаимодействие
рабочего органа с продуктом. Их относят к внутренним источникам
виброакустических процессов (ВАП) [56].
Согласно теории проф. Заплетникова И.Н. обобщенная модель формирования ВАП
технологической машины (рис.2.1) состоит из 1,2...n внутренних источников
вибрацион­ных процессов, генерирующих крутильные и линейные колебания с
кру­говой частотой wk и wx. Эти колебания передаются корпусу, стенки которого
излучают звуковые колебания. В воздушное пространство вокруг машины излучается
звуковая энергия мощностью N, которая воспринимается приемником излучения,
формирующего выходной сигнал в виде виброакустической характеристики (ВАХ) -
уровня звуковой мощности в октавных поло­сах частот или корректированного
уровня звуковой мощности.
Для аналитического описания ВАП технологического оборудования необходимо
по­строить модели, описывающие вибрационные процессы в источниках шу­ма,
излучение стенками машины колебаний звуковой частоты в воздуш­ное пространство
и распространение звуковых волн до приемника из­лучения.
Рис. 2.1. Обобщенная модель формирования ВАХ технологической машины
Вибрационные процессы в источниках шума технологического обо­рудования
описываются динамическими моделями крутильных и линейных колебаний механических
систем [25-27, 102].
2.1 Динамические модели крутильных колебательных процессов
Степень соответствия динамической модели реальному вибрационно­му процессу
зависит от удачного выбора эквивалентной схемы машины и её параметров.
Эквивалентная схема состоит из системы сосредоточенных масс с моментами инерции
Ji и отрезков вала, обладающих жесткостью Ci, но лишенных массы (рис.2.2).
Масса участков действительного вала сосре­дотачивается в местах концентрации
масс. Моменты инерции эквивален­тной массы и заменяемых ею действительных
деталей должны быть оди­наковыми.
Рис.2.2. Эквивалентная схема крутильных колебаний многомассовых систем
При установившемся режиме работы оборудования крутильные коле­бания
возбуждаются в нерезонансных и резонансных режимах. Резонан­сный режим
наступает при изменении отношения частоты вынужденных крутильных колебаний. wk
к частоте собственных wkc в пределах 0,9 - 1,1 [91].
Расчет частот свободных колебаний многомассовых систем произ­водится на
основании решения системы дифференциальных уравнений, описывающих колебания
эквивалентной схемы, состоящей из n масс.
(2.1)
Складывая уравнения, получим
(2.2)
Полагая, что решение уравнений ищется в виде периодической функции
(2.3)
где Fi - амплитуда угла закручивания i -той массы;
j0 - начальная фаза.
Подставляя в уравнения (2.1), получается система уравнений
(2.4)
Исключая из уравнений F1 F2 ...Fn получим уравнение n-й степени относительной
w2kc, называемого частотным уравнением, а n корней этого уравнения дают
значения n частот свободных колебаний. В си­стеме (2.4) индексы у частот wkc не
указаны, т.к. эти уравнения справедливы для всех n-1 собственных частот,
получаемых из реше­ния характеристического уравнения [4].
Конструкции исследуемого технологического оборудования представляем
трехмассовыми эквивалентными схемами. Параметры эквивалентных схем определяются
по зависимо­стям (2.5-2.9).
Двухмассовая система
J1 - момент инерции ротора электродвигателя и внутренних колец его подшипников
с учетом шпонки вала ротора.
(2.5)
где - момент инерции малого шкива;
- момент инерции системы вала 2, включающий сумму моментов инерции большого
шкива, вала 2 и рабочего органа;
i - передаточное отношение.
Приведенный коэффициент жесткости C12 зависит от жесткости вала 1 – С1 и
жесткости ременной передачи Сn .
(2.6)
Трехмассовая система
(2.7)
(2.8)
где С2 - жесткости, второй передачи.
Жесткость ременной передачи определяется по зависимостям [6]:
(2.9)
где Ср - жесткость ремня; Rц- радиус шкива; Lц= 1 при натяжении только ведущего
ремня и Lц = 2 при натяжении обеих ветвей.

Рис. 2.3. Эквивалентная схема машин очистки корнеклубнеплодов
по крутильным колебаниям
Для трехмассовой системы крутильные колебания опишутся системой из трех
уравнений
(2.10)
По аналогии с предыдущим
(2.11)
Откуда
Складывая уравнения (2.11), получаем
(2.12)
Выражения (2.10) и (2.11) подставляем в (2.12)
(2.13)
Один из корней этого кубического уравнения относительно w2kc равен нулю. Два
других корня находятся из решения квадратного уравнения
(2.14)
В результате решения уравнения (2.14) получим квадраты двух частот собственных
колебаний трехмассовой системы.
При четырех и более масс эквивалентной схемы используется ме­тод остатка (метод
Толле), метод цепных дробей (метод В.П. Терских) или метод динамической
жесткости. Наиболее удобным в расчетах на ЭВМ является метод остатка, тем
более, что его удобно применять и в расчетах вынужденных крутильных колебаний.
Рассчитанные частоты собственных колебаний системы необходимо сравнить с