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    煤矿空压机房隔振设计

    昆山远方机电设备有限公司     2015/5/19 14:10:00

        为防止设备发生过大的振动和减振器承受过大的动力载荷,需要用阻尼来控制通过共振时的振幅。通过共振的振幅与通过共振的速度有关,速度越快,最大振幅越小。由于动力设备起动和关机时间般大于58,强迫振动频率大于10这时通过共振的最大振幅与稳定共振的振幅比较接近,工程设计时,假定两者相等进行计算。

      通过共振是瞬时的,允许最大振动可取稳定振动时允许振动的5倍,即4=54,由此可计算减振器所,的肌尼5结语经在新汶孙村煤矿的实地试兑刺1了20个弹簧减振器,横向4个纵向5个,对称布置。选用10个12型阻尼器,对交吒机;进行隔振设计后,可以得出台座底部的垂直速度为10.6主轴心点的最大水平速度为4158,均小于1213.隔振阻尼系数0=.128,人满足隔报效率80前提下的最小阻尼系数=0.106.符1杓设计标准,从而改善了周水的生活环境。

        隔振分为2类类是积极隔振;另类是消极1娠。在煤矿空压机房隔振设汁中8采月1积极隔振,设计要求为隔振效率打80,允许振动速度2扰力计算2.1扰力产生空气乐缩机的曲轴随驱动机构作旋转运动时。

      由曲轴连杆机构推动活塞在气缸中作往复变速运动,使介质在气缸内完成进气压缩和排气过程。介质在气缸内的压力是内平衡活塞的往复运动,曲轴内平衡,所以会产生周期性的扰力。

      活塞式压缩机在运转过程中作旋转和往复相结合的运动,旋转运动产生阶扰力,往复运动产生阶和阶扰力,高阶扰力很小,可忽略不计。由于压缩机各个曲柄和各自产生的扰力作用线般均偏离曲轴中心,因此,其垂直分力和水平分力就会分别产生绕轴的回转力矩和绕2轴的扭转力矩。

      压缩机阶扰力的频率即是主轴每秒的转速;正初始条件或约束条件,也可以用于类似的轴的结构优化设计。

      2.2质量换算压缩机的运动部件较多,旋转运动部件有帅柄梢曲柄臂和平衡铁。往复运动部件有活塞和十字头组件。连杆的各点则作旋转和往复相结介的复合运动。由于这些部件的质量分布位置不同,计算扰力时,应按旋转运动和往复运动分别进行质量换算。

      2.3扰力计算通式1坐标系以曲轴中心压缩机主轴上的气缸布置中心为十标以点,旋转轴为。轴,建立直角坐。标系叫2,设力的方向与坐标方向相同,力矩和主轴的旋转方向为从各轴的正方向向原点看,逆时针为正。

      2往运动的扰乃其水平和垂直方向的分力及分力矩分别为4张麟。空心转轴的结构优化设计。机械,1999,126乳电学院2003级硕士研究生。

      4简谐千扰力作用下隔振台座振动计算在简谐千扰力尸⑴作用下可得隔振体系的振动为d减振器阻以比,=1;tp干扰力与体系振动间的相位差m 2db 9.。,在;灯谐扰力矩,=亚 作用,隔振体系的振动为,m隔振设计中要求体系的自振频率小于强迫频率,因此,在动力设备起动或关机的过程中必定会出现瞬时共振,即通过共振,通过共振的最大振幅虽然小于稳定振动时的共振振幅,但比稳定振动大得多。

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