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环锤式破碎机悬空安装时振动问题的分析与解决

发布时间:2020-10-31 22:23

  环锤式破碎机悬空安装时振动问题的分析与解决措施_环境科学/食品科学_工程科技_专业资料。钢铁破碎机振动问题的分析及解决措施

  第 38 卷 2010 年第 9 期 环锤式破碎机悬空安装时 振动问题的分析与解决措施 翟 小 华 本 栏 目 编 辑 陈德强 上海建设路桥机械设备有限公司 上海201404 摘要:举例分析了环锤式破碎机悬空安装时产生振动的原因,提出了具体的解决方法,并针对隔减振 部件进行了设计计算和选型,对隔振效果进行了理论验证。 关键词:环锤式破碎机;悬空;安装;振动 中图分类号:TH17 文献标识码:B 论文编号:1001-3954(2010)09-0083-03 Analysis and solution of vibration resulting from suspendedly installed parts of ring hammer crusher CHEN Deqiang Shanghai Jianshe Luqiao Machinery Co.,Ltd., Shanghai 201404, China 破 · 磨 Abstract:The paper analyses the cause of vibration resulting from suspendedly installed parts of ring hammer crusher with examples and offers speci?c resolution. It also conducts designing calculation and type selection of vibration reducing parts and theoretical validation of the vibration reducing effect. Keywords:ring hammer crusher; suspended; installation; vibration 环 之类的脆性物料,虽然被破碎物料不是很硬, 对转子锤头的冲击不是很猛烈,但由于设备本身的工 作性质,再加上转子部件因制造偏差而引起的挠动力 等多方面的原因,导致设备在工作时产生振动,这是 不可避免的。一般情况下,破碎机加减振垫,用地脚 螺栓固定在混凝土基础上,振动的振幅在垂直和水平 方向都 ≤ 0.20 mm,这是在国家标准规定的范围内。 但有时由于工作条件的限制,要将设备悬空放在一框 架上,这时振动问题就比较突出了。 锤式破碎机主要用于破碎如煤、焦炭和页岩 免,甚至会引起事故。 1实例 北京国电富通科技发展有限责任公司曾在上海建 设路桥机械设备有限公司购买了 1 台 PCH-64 型环锤 式破碎机 (见图 1),用于电厂破煤。他们将破碎机放 在一钢架结构上,用螺栓固定,经使用,振幅达到 2 mm 左右,甚至钢架也在振动。很显然,设备基础不 稳,再加上没有采取隔减振措施,振动超标就不可避 作者简介:陈德强,男,1965年生,硕士,工程师,1995年毕 业于上海理工大学,从事机械设计与制造工作。 1. 筛子2. 转子3. 调整丝杆4. 机架 图 1PCH-64 型环锤式破碎机的结构 Fig 1 Structure of PCH-64 ring hammer crusher 2分析与解决措施 PCH-64 型破碎机是通过 SPB 皮带由 Y200L-4 电动机驱动而进行工作的,电动机及破碎机的主要技 术参数见表 1。破碎机及电动机座底联接螺栓孔的布 置见图 2。 引起破碎机振动的振动源是电动机和破碎机转 83 第 38 卷 2010 年第 9 期 本 栏 目 编 辑 翟 小 华 表 1电动机及破碎机的主要技术参数 Tab 1 Main technical paramaters of motor and crusher 转子直径/ mm 转子长度/ mm 破碎机主轴转速/ (r·min-1) 最大进料尺寸/ mm 出料粒度/ mm 产量/ (t·h-1) 外形尺寸 (长×宽×高)/ mm 总重 (含电动机)/ kg 电动机 600 400 980 200 3~30 30~60 1 756×2 240×800 1 860 Y180M-4, 18.5 kW, 380 V,1480 r/ min 备匹配,采用钢混型结构,四周为槽钢,内部为钢筋 混凝土,钢筋为网状双层双向布置,间隔为 200 mm 左右,混凝土强度不低于 C20。破碎机及电动机的地 脚螺栓孔应预留。另外,为便于安装破碎机及减振 器,在减振平台的上下表面各焊 1 块 10 mm 厚的钢 板。具体结构见图 4。 破 · 磨 子,振动性质既有电 动机和转子部件的不 平衡惯性力产生的周 期性振动,也有工作 时被破碎物料与转子 锤头及破碎板的撞 击所产生的随机性振 动,二者都是由设备 自身的工作性质所决 定的,无法改变,所 以从其本身结构来采 图 2PCH-64 环锤式破碎机及电动 取改进措施是不现实 机座底联接螺栓孔的布置 的,要从设备外部想 Fig 2 Layout of bolt holes in bases 办法。 of PCH-64 ring hammer crusher and motor 如上所述,既 然破碎机基础不稳,就要做一稳定的仿地基混凝土减 振平台。将破碎机与该平台用螺栓进行刚性联接,然 后再在减振平台和钢架结构之间放一组减振器,将 设备与钢架隔开,如图 3 所示。减振平台不仅方便安 装,还增加了破碎机本身的质量,从而达到减振的效 果。经改进后,不仅减轻了振动,而且使振动源与钢 架结构隔开,提高了生产过程中的安全性。 Fig 4 图 4减振平台示意 Schematic of vibration reducing platform 2.2减振器的选型 根据设定的隔减振目标 (比如隔振效率 E = 90%) 来设计隔减振系统,这是传统的设计方法[1]。也可以 选用现有的减振器,然后再由减振器的特性参数来验 证隔减振效果。因为减振 器现已由专业生产厂家规 模化、标准化生产,无需 重新设计,只要按规定选 用就可以了,所以在此采 用后一种方法。 如果单从隔减振角度 看,阻尼对隔离高频振动 是不利的。但在实际生产 中,为避免由于破碎物料 的冲击而引起减振器振幅 的大幅度增加,要人为增 加阻尼,抑制减振器的振 1. 上橡胶复合垫2. 下橡胶 幅。所以选用 ZD 型阻尼 复合垫 图 5 ZD 型减振器 弹簧复合减振器,如图 5 所示。具体规格要根据单 Fig 5 ZD vibration reducer 只减振器所承受的载荷确定。 根据破碎机及电动机底座连接螺栓孔的布置位置 (见图 2) 及设备的尺寸和质量,综合考虑后,确定减 振器的数量为 10 只 (也可选 8 只或 11 只)。每只减振 器所承受的载荷按下式计算 F = (WC + WP)/ n, 式中:W C 为破碎机质量,1 860 kg;W P 为减振平台 质量,1 860 kg;n 为减振器数量,n = 10。 则每只减振器所承受的实际载荷为 372 kg,即 3 649.32 N。 图 3减振平台和减振器的安装示意 Fig 3 Installation schematic of vibration reducing platform and vibration reducer 减振平台与减振器,可以根据破碎机的结构和主 要技术参数来进行设计和选型。 2.1减振平台的设计 根据经验,减振平台的质量按 1∶1 的比例与设 84 第 38 卷 2010 年第 9 期 据此选择 ZD-480 型阻尼弹簧复合减振器[2]。减 振器布置应围绕被隔减振设备的重心对称布置,即以 被隔减振设备的重心为原点,在纵向和横向上的位置 坐标之和应分别为 0。根据破碎机和电动机的位置, 10 只 ZD-480 型阻尼弹簧复合减振器的布置如图 6 所 示。各减振器的位置坐标应满足下式 ΣAi = 0,ΣBi = 0 , 式中:A i,B i 分别为各减振器纵向和横向距设备重心 的距离,其中 i 为各减振器编号。 mm。 振源的干扰角频率 ω 包括驱动电动机的转动角 频率 ω m 和破碎机的转子部件的转动角频率 ω r。 ω m = 2π×1 480/ 60≈155 rad/ s, ω r = 2π×980/ 60≈102.6 rad/ s。 由隔振效率公式可知,应取二者中小值进行验 算,所以 角频率ω = 102.6 rad/ s; 静变形δ = F/ K = 20.85 mm; 翟 小 华 本 栏 目 编 辑 固有角频率ω n = = ≈21.7 rad/ s; 频率比Z = ω /ω n = 102.6/ 21.7≈4.73; 隔振系数η = ≈ 0.053 78; Fig 6 图 6 减振器的布置 Layout of vibration reducer 隔振效率E = (1-η )×100%≈94.6%。 要有隔振效果,要求隔振效率 ≥ 80%,频率比 Z 2.5。显然,PCH-64 型环锤式破碎机采取如上措施 后,隔振效果很明显。 破 · 磨 3减振效果验证 针对上述隔减振系统的隔减振效率来验证隔减振 效果。福建体彩网! 隔振效率[1] E = (1-η)×100%, 其中 4结语 振动是机械设备工作中常遇到的问题,针对矿 山破碎行业的具体情况,笔者提供了一种分析问题、 解决问题的方法,经生产现场的实践检验,隔减振效 果良好。该方法在其他破碎机机型上也得到了推广使 用,如北京国电富通科技发展有限责任公司后来订购 的 PCH-66、天津碱厂订购的 PCH-1016 型环锤式破 碎机等都采用了上述方法,效果良好。 参考文献 [1]成大先.机械设计手册:第 2 卷[M].北京:化学工业出版 社,2008. □ (收稿日期:2009-07-02) (修改稿日期:2010-01-29) η= , 式中:η 为隔振系数;ζ 为阻尼比,ζ = 0.06;Z 为频 率比,Z = ω /ω n = f / fn;ω,f 分别为振源角频率和频 率;ω n,fn 分别为隔振系统的固有角频率和频率,ω n = 2π fn = ;g 为重力加速度;δ 为静变形,δ = F/ K; F 为静载荷,F = 3 649.32 N;K 为刚度,K = 175 N/ (上接第 72 页) 了给料机的前 15 阶固有频率和振型, 发现了现有结构存在的问题,通过改进结构,成功避 免了共振。 (2) 进行动应力分析,得出电动机底板、侧板加 强肋、料槽入料口侧板、侧板加强板无加强肋处及给 料口处是给料机料槽结构的薄弱环节,最大应力为 11.905 MPa。通过优化结构,降低了给料机整体的应 力水平,保证了给料机关键部件的强度,延长了给料 机的使用寿命。 参考文献 [1]王燕燕,张军峰.基于 ANSYS 的振动给料机给料槽有限元分 析及结构改进[J].起重运输机械,2009(7):38-41. [2]张永锋,尹忠俊,徐明.振动筛的动应力分析[J].冶金设 备,2005,4(2):42-43. [3]孟玲琴,王志伟.直线振动筛的结构振动模态分析[J].矿山 机械,2008(7):84-86. [4]S. B. Choi,D. H. Lee. Modal analysis and control of a bowl parts feeder activated by piezoceramic actuators[J]. Journal of Sound and Vibration,275 (2004):452-458. [5]朱维兵.基于有限元和试验模态分析的振动筛动力学参数研 究[J].矿山机械,2007(1):63-65. [6]孙旖.有限元分析在大型振动筛设计中的应用[J].选煤技 术,2008(4):11-14.□ (收稿日期:2010-01-12) (修改稿日期:2010-02-25) 85

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