CS273906B1 - Vibrator with rotating unbalances - Google Patents
Vibrator with rotating unbalances Download PDFInfo
- Publication number
- CS273906B1 CS273906B1 CS203789A CS203789A CS273906B1 CS 273906 B1 CS273906 B1 CS 273906B1 CS 203789 A CS203789 A CS 203789A CS 203789 A CS203789 A CS 203789A CS 273906 B1 CS273906 B1 CS 273906B1
- Authority
- CS
- Czechoslovakia
- Prior art keywords
- shaft
- section
- cross
- rib
- longitudinal
- Prior art date
Links
- 238000005452 bending Methods 0.000 claims abstract description 25
- 230000002787 reinforcement Effects 0.000 claims abstract description 13
- 230000003014 reinforcing effect Effects 0.000 claims description 16
- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 4
- 125000004122 cyclic group Chemical group 0.000 description 3
- 230000033001 locomotion Effects 0.000 description 3
- 230000008878 coupling Effects 0.000 description 2
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 description 2
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 description 2
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 description 1
- 230000007935 neutral effect Effects 0.000 description 1
- 230000001681 protective effect Effects 0.000 description 1
- 230000003068 static effect Effects 0.000 description 1
Landscapes
- Apparatuses For Generation Of Mechanical Vibrations (AREA)
Abstract
Description
Vynález se týká vibrátoru a rotujícími, poměrná dlouhými nevývažky, který je určen pro uvádění rozměrnějších vibračních zařízení do kmitavého pohybu a řeší zvýšení tuhosti poháněného hřídele, a tím 1 zmenšení jeho průhybu a dále výrobní jednoduchost a sníženou hmotnost tohoto vibrátoru při současném zvýšení životnosti ložisek.BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to a vibrator and a rotating, relatively long unbalance, which is intended to oscillate larger vibration devices and to improve the stiffness of the driven shaft, thereby reducing its deflection and manufacturing simplicity and weight.
Jsou známy vibrátory s rotujícími nevývažky, které sestávají ze dvou ložiskových těles, upevněných ke skříni vibračního zařízení, které jsou spojeny ochranným krytem a v nichž je otočně uložen hřídel, na který se z elektromotoru přenáší kroutící moment, například buá pružnou spojkou, nebo pomocí převodu s klínovými řemeny, přičemž mezi ložiskovými tělesy je k hřídeli připevněna soustava nevývažků. Odstředivé síly, vznikající při rotaci těchto nevývažků, jaou sice podstatou vzniku požadovaného kmitavého pohybu vibračního zařízení, avšak jejich negativním důsledkem je průhyb hřídele, čímž dochází k cyklickému namáhání ložisek, která jsou dále namáhána jednak i setrvačnými silami, vznikajícími z kmitavého pohybu jednotlivých dílů ložisek a jednak axiálními cyklickými setrvačnými silami, vznikajícími při naklapání vnitřních dílů ložisek-při průhybu hřídele, v jejichž důsledku dochází k haváriím těchto ložisek, a tím i vyřazení celého vibračního zařízení z provozu.Rotating unbalance vibrators are known which consist of two bearing bodies attached to a housing of a vibrating device which are connected by a protective cover and in which a shaft is rotatably mounted to which a torque is transmitted from the electric motor, for example either by a flexible coupling or by transmission With V-belts, a set of unbalances is attached to the shaft between the bearing bodies. The centrifugal forces occurring during the rotation of these unbalances are the result of the required oscillating movement of the vibration device, but their negative consequence is the shaft deflection, which results in cyclic loading of bearings, which are further stressed by the inertial forces resulting from oscillating movement and, on the other hand, the axial cyclic inertia forces occurring when the bearing inner parts are tilted - in the case of shaft deflection, resulting in these bearing failures, and thus the entire vibration device is put out of operation.
Pro eliminaci tohoto namáhání je proto žádoucí dosáhnout maximálně možného snížení průhybu hřídele vibrátoru, což se například provádí předehnutím tohoto hřídele již při jeho výrobě, a to v.takové velikosti a směru, aby průhyb při jeho rotaci s nevývažky se vyrovnal s provedeným předehnutím, aby při nominálních provozních otáčkách byla podélná osa hřídele přímá. Nevýhodou tohoto řešení je však výrobní složitost, protože hřídel se musí vyrobit s relativně malým, avšak přesným a trvanlivým prúhybem. Další nevýhodou je, že provozní průhyb hřídele je eliminován až při dosažení nominálních otáček, čímž v rozběhové a doběhové fázi tohoto vibrátoru dochází opět k cyklickému namáhání ložisek.In order to eliminate this stress, it is therefore desirable to achieve as much as possible a reduction in the vibrator shaft deflection, for example by preheating the shaft during manufacture, in such a size and direction that the deflection when rotated with unbalance counterbalances the performed deflection. at nominal operating speed, the longitudinal axis of the shaft was straight. The disadvantage of this solution, however, is the manufacturing complexity, since the shaft must be manufactured with a relatively small but precise and durable deflection. A further disadvantage is that the operational deflection of the shaft is eliminated only when the nominal speed is reached, which again causes cyclic loading of the bearings in the start-up and run-out phases of the vibrator.
U dalších známých vibrátorů jdou pro eliminaci výše uvedeného namáhání připevněny k hřídeli vibrátoru dva systémy nevývažků, kde hlavní nevývažky pro vznik kmitavého pohybu jsou umístěny v co nejbližší možné vzdálenosti od obou ložiskových těles a vedlejší nevývažky jsou umístěny jednak blíže ke střední části hřídele a jednak na jeho protilehlé straně, a to vůči navývažkům hlavním. Výsledná odstředivá síla je zde tedy dána rozdílem působení hlavních a vedlejších nevývažků, přičemž vedlejší nevývažky o menší hmotnosti mohou vlivem jejich umístění zcela nebo ve značné části eliminovat průhyb hřídele.In other known vibrators, two unbalance systems are attached to the vibrators shaft to eliminate the above stresses, where the main unbalances for oscillating motion are located as close as possible to both bearing bodies and the unbalance weights are located closer to the central part of the shaft and its opposite side, against the main balance. Thus, the resulting centrifugal force is due to the difference in the action of the main and minor unbalance weights, while the minor unbalance weights can eliminate shaft deflection wholly or largely due to their location.
Nevýhodou tohoto řešení je jednak nutnost poměrně složitého výpočtu pro určení dimenzí hřídele a všech nevývažků, včetně jejich situování na hřídeli, který tímto představuje nosník o značně proměnném průřezu. Další jeho nevýhodou je, že dochází ke zvýšení jak hmotnosti vibrátoru, tak i hodnoty odstředivé síly rotujících hmot, čímž s ohledem na únosné rozběhové podmínky je nutno zvýšit dimenzi hnacího motoru.The disadvantage of this solution is, on the one hand, the necessity of a relatively complicated calculation for determining the dimensions of the shaft and all unbalances, including their positioning on the shaft, which thus represents a beam with a considerably variable cross-section. Another disadvantage is that both the weight of the vibrator and the value of the centrifugal force of the rotating masses are increased, so that the dimension of the drive motor has to be increased due to the tolerable starting conditions.
Uvedené nevýhody odstraňuje vibrátor s rotujícími nevývažky, podle vynálezu, sestávající ze skříně, opatřené ložisky, v nichž je otočně uložen hřídel, ke kterému jsou připevněny nejméně dva nevývažky, a kde hřídel, procházející svou jednou střenou touto skříní, je napojen na hnací jednotku.These disadvantages are overcome by a rotating unbalance vibrator according to the invention, consisting of a housing provided with bearings in which a shaft is rotatably mounted to which at least two unbalance weights are attached, and wherein the shaft passing through one housing of the housing is connected to a drive unit.
Podstata vynálezu spočívá v tom, že ke střední části hřídele je připevněno podélné výztužné žebro, zejména čtyřhranného průřezu, které svými konci je připevněno k oběma vnitřním čelům nevývažků a kde výška podélného výztužného žebra je 0,25 až 1,25 násobkem průměru hřídele, přičemž poměr ohybových modulů průřezu hřídele s podélným výztužným žebrem a samotného hřídele je dán vztahemSUMMARY OF THE INVENTION The central part of the shaft is provided with a longitudinal reinforcing rib, in particular a square cross-section, with its ends attached to both inner unbalance faces and wherein the height of the longitudinal reinforcing rib is 0.25 to 1.25 times the shaft diameter. the ratio of the bending modulus of the cross-section of the shaft with the longitudinal reinforcing rib and the shaft itself is given by
CS 273906 BlCS 273906 Bl
Q.b + -4./PÍ + 0/ . /1-b/Q.b + -4./PI + 0 /. / 1-b /
Wo, %Wo,%
Wo A^ kde značíWo A ^ where denotes
Wol - ohybový modul průřezu hřídele s podélným výztužným žebrem /m^/;Wol - bending modulus of shaft cross-section with longitudinal reinforcing rib / m ^ /;
Wo - ohybový modul průřezu hřídele /m^/j Q - odstředivá síla podélného výztužného žebra /N/; b - délka podélného výztužného žebra /m/;Wo - bending modulus of shaft cross section / m ^ / j Q - centrifugal force of longitudinal reinforcing rib / N /; b - length of the longitudinal reinforcing rib (m);
PÍ - odstředivá síla jednoho nevývažku /N/j 1 - délka hřídele mezi podporami v ložiskách /m/;PI - centrifugal force of one unbalance / N / j 1 - shaft length between supports in bearings / m /;
A^t - poměr úbytku maximálního ohybového napětí hřídele.A ^ t - ratio of the maximum bending stress of the shaft.
Výhodou vibrátoru podle vynálezu je, že výztužné žebro vytváří důležitý výztužný prvek, zvyšující několikanásobně tuhost hřídele s nevývažky v jeho kritické střední části, kde je největší ohybový moment a současně i nejmenší průřezový modul, čímž se podstatně zmenší jeho průhyb a zvýší ee životnost ložisek. Protože toto výztužné podélné žebro současně i vytváří další nevývažek, zvětšuje se jím sice maximální ohybový moment, ale toto zvětšení je poměrně malé, protože hmotnost hlavních nevývažků může být naopak o nevyváženou hmotu tohoto žebra zmenšena, čímž uvedené malé zvýšení maximálního ohybového momentu je v násobcích vykompenzováno zvýšením tuhosti hřídele a z ní rezultujícího snížení jeho ohybového napětí. Toho je možno s výhodou využít jednak pro zvětšení délky hřídele, a tím i vytvoření delšího vibrátoru a jednak pro zmenšení průměru hřídele. Další výhodou je, že vlivem možnéhoAn advantage of the vibrator according to the invention is that the stiffening rib creates an important stiffening element, increasing the shaft stiffness several times with unbalance in its critical central part, where both the bending moment and the smallest cross-sectional module are the greatest. Since this reinforcing longitudinal rib also creates an additional unbalance, it increases the maximum bending moment, but this increase is relatively small, since the weight of the main unbalance may be reduced by the unbalanced mass of the rib, thereby increasing the maximum bending moment in multiples. compensated by increasing the stiffness of the shaft and consequently reducing its bending stress. This can be advantageously used on the one hand to increase the length of the shaft and thus to create a longer vibrator and, on the other hand, to reduce the diameter of the shaft. Another advantage is that due to possible
- zmenšení velikosti hlavních nevývažků může být zmenšen i příčný průřez vibrátoru, který je limitován právě velikosti těchto nevývažků, čímž současně dochází ke snížení jeho hmotnosti. Také je výhodou výrobní jednoduchost, protože oproti hlavním nevývažkům o průřezu ve tvaru poloviny válce, je možno pro podélné výztužné žebro použít válcovanou tyč o Čtyřhranném průřezu, kterou lze snadno připevnit svařením, a to jak k hřídeli, tak i k přilehlým čelům obou nevývažků.- reducing the size of the main unbalances can also reduce the cross-section of the vibrator, which is limited just by the size of these unbalances, thereby reducing its weight. It is also an advantage of manufacturing simplicity, since a cylindrical bar of rectangular cross-section can be used for the longitudinal reinforcing rib, which can be easily welded to both the shaft and the adjacent faces of the two unbalances.
Na připojeném výkrese je příkladně schematicky znázorněn vibrátor podle vynálezu, kde na obr. 1 je jeho podélný řez a na obr. 2 příčný řez, vedený řeznou rovinou A-A z obr. 1.In the accompanying drawing, an example of a vibrator according to the invention is shown schematically, in FIG. 1 being a longitudinal section thereof and in FIG. 2 a cross section taken along the cutting plane A-A of FIG. 1.
Vibrátor s rotujícími nevývažky podle příkladného provedení sestává ze skříně 1, tvořené ložiskovými tělesy 2, vzájemně spojenými troubou J, která jsou upevněna nenaznačenými šrouby ke skříni vibračního zařízení. V naklápěcích ložiskách ložiskových těles 2 je otočně uložen hřídel 4, procházející svou jednou stranou skříní 1, který je napojen přes nenaznačenou pružnou spojku na hnací jednotku, tvořenou elektromotorem. Ve skříni 1 jsou u obou ložiskových těles 2 připevněny k hřídeli 4 .nevývažky 2 v průřezu ve tvaru poloviny válce, k jejichž vnitřním čelům je svými konci připevněno podélné výztužné žebro 6 čtvercového průřezu, které po celé délce mezi oběma nevývažky 5. je také i připevněno ke střední části hřídele 4, přičemž při výšce podélného výztužného žebra 6 shodne s průměrem hřídele 4 je poměr ohybového modulu průřezu hřídele 4. s podélným výztužným žebrem 6 a ohybového modulu průřezu samotného hřídele 4 5,8 : 1.The rotary unbalance vibrator according to the exemplary embodiment consists of a housing 1 formed by bearing bodies 2 connected to each other by an oven J, which are fixed by means of unmarked screws to the housing of the vibrating device. In the tilting bearings of the bearing bodies 2 there is rotatably mounted a shaft 4 extending through one side of the housing 1, which is connected via an unmarked flexible coupling to a drive unit formed by an electric motor. In the housing 1 are the two bearing housings 2 mounted to shaft 4 .nevývažky 2 in cross section in the shape of half a cylinder, whose inner faces of its ends is fixed a longitudinal reinforcement rib 6 of square cross section along the entire length between the two eccentrics fifth is also the The cross-sectional bending modulus of the shaft 4 with the longitudinal stiffening rib 6 and the bending modulus of the cross section of the shaft 4 alone is 5.8: 1.
U vibrátoru vznikají při rotaci hřídele s nevývažky odstředivé síly, uvádějící vibrační zařízení, napojené na tento vibrátor, do kmitavého pohybu, přičemž současně způsobují i nežádoucí průhyb hřídele 4. Z důvodu snížení tohoto průhybu je vibrátor podle vynálezu proveden tak, že k hřídeli 4 a současně ik vnitřním čelům nevývažkůIn a vibrator, centrifugal forces are generated by rotating the shaft with unbalance forces, causing the vibrating device connected to the vibrator to oscillate and at the same time causing undesirable deflection of the shaft 4. To reduce this deflection, the vibrator according to the invention is designed so that at the same time to the inner faces of the unbalance
CS 273906 Bl se připevní podélné výztužné žebro 6, které tímto vytváří další přídavný nevývažak a současně plní i výztužnou funkci, čímž dochází k snížení maximálního ohybového napětí hřídele.CS 273906 B1 attaches a longitudinal reinforcing rib 6, which thereby creates an additional unbalance and at the same time fulfills the reinforcing function, thereby reducing the maximum bending stress of the shaft.
Při stanovení dimenzí tohoto vibrátoru se postupuje tak, že při ohybovém modulu průřezu hřídele V/o = 0,1 D3 a rozměru použité čtvercové tyče pro podélné výztužné žebro, jejíž strana Čtverce je rovna průměru tohoto hřídele, potom při zjednodušeném předpokladu, že neutrální osa průřezu prochází rozhraním mezi kruhovým a čtvercovým průřezem, bude statický moment setrvačnosti ”1’’:To determine the dimensions of this vibrator, proceed with the shaft bending modulus V / o = 0.1 D 3 and the dimension of the square bar used for the longitudinal rib, whose side of the square is equal to the diameter of the shaft, then with the simplified assumption that neutral the cross-sectional axis passes through the interface between the circular and square cross-sections, the static moment of inertia will be 1 '':
= lo + Ir = D4 — += lo + Ir = D 4 - +
TTd2 /or, flf / + /£/£ TTd 2 / or, flf / + / £ / £
If = 0,58 D4 Wo = 0,58 D3 I f = 0.58 D 4 Wo = 0.58 D 3
Ohybový modul průřezu Vřo^ je tedy 5,8 krát větší, než u samotného hřídele s průměrem D. Přitom maximální ohybový moment hřídele s podélným výztužným žebrem představujícím rovnoměrné zatížení Q uprostřed hřídele mezi oběma nevývažky bude X krát větší.Thus, the bending modulus of the cross-section V r0 is 5.8 times greater than that of the diameter D shaft alone. The maximum bending moment of the shaft with the longitudinal reinforcing rib representing a uniform load Q in the center of the shaft between the two unbalances will be X times greater.
Výpočet tohoto zvětšení se provádí za předpokladu, že jednak celková odstředivá síla dosavadního provedení bez podélného výztužného žebra a provedení s tímto žebrem zůstane shodná dle vztahuThe calculation of this magnification is made on the assumption that both the total centrifugal force of the prior art without the longitudinal reinforcement rib and the design with this rib remain the same according to
Pl a jednak, že rozložení břemen na nosníku, volně uloženém na dvou podporách , v našem případě hřídele s nevývažky a s podélným výztužným žebrem, uloženým v naklápěcích ložiskách je v poměru » 2a + b, kde platí vztahPl and, secondly, that the distribution of loads on a beam loosely supported on two supports, in our case shafts with unbalances and with longitudinal reinforcement rib, mounted in tilting bearings is in the ratio »2a + b, where the relation holds
Pl, a + , /4a + b/ = Σ . P . a, kde značíP1, a +, / 4a + b / = Σ. P. and, where denotes
P - odstředivá síla dosavadního nevývažku /N/;P - centrifugal force of the current unbalance (N);
Pl - odstředivá síla nového nevývažku /N/;Pl - centrifugal force of new unbalance (N);
Q - odstředivá síla podélného výztužného žebra /N/;Q - centrifugal force of longitudinal reinforcement rib (N);
- délka hřídele mezi podporami v ložiskách /m/;- shaft length between bearing supports / m /;
a - vzdálenost sil P, Pl od podpor v ložiskách /m/;and - distance of forces P, Pl from bearing supports / m /;
b - délka podélného výztužného žebra /m/;b - length of the longitudinal reinforcing rib (m);
X - zvětšení maximálního ohybového momentu u provedení s podélným výztužným žebrem, přičemž úpravou výše uvedeného vztahu se obdrží:X - increase of the maximum bending moment in the version with longitudinal reinforcing rib, by adjusting the above relation to obtain:
Q.bQ.b
4/P1+Q/ . /1-b/4 (P1 + Q). / 1-b /
CS 273906 BlCS 273906 Bl
Dále porovnáním ohybových momentů a modulů průřezu hřídelů dosavadního provede ní a provedení s podálným výztužným žebrem se obdrží poměrné snížení výsledného maximálního ohybového napětí hřídele Aγ podle vztahu:Further, by comparing the bending moments and the shaft cross-sectional modules of the prior art and the embodiment with the longitudinal rib, a relative reduction of the resulting maximum shaft bending stress Aγ is obtained according to the formula:
A^A ^
Q.b + 4./Pl·^/ . /1-b/Q.b + 4./Pl·^/. / 1-b /
WolWol
Wo kde hodnoty pro stanovení Ay v příkladném řešení pro případ h = D jsou tyto:Wo where the values for determining Ay in the exemplary solution for case h = D are as follows:
P = 23 000 N = 8 000 kg . m^ b = 0,5 m = loP = 23,000 N = 8,000 kg. m ^ b = 0.5 m = lo
D a 0,5 O η β 1 450 ot/min , z ěehož Q a 11 500 ND and 0.5 O η β 1,450 rpm, of which Q and 11,500 N
Dosazením těchto hodnot do výše uvedeného vzorce bude poměr úbytku maximálního ohybového napětí hřídele s nevývažky a s podélným výztužným žebrem ve srovnání s do savadním provedením bez podélného výztužného žebra roven 0,194.By substituting these values in the above formula, the ratio of the loss of the maximum bending stress of the shaft with unbalance and longitudinal reinforcement rib compared to the savage design without longitudinal reinforcement rib is equal to 0.194.
Claims (1)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CS203789A CS273906B1 (en) | 1989-04-03 | 1989-04-03 | Vibrator with rotating unbalances |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| CS203789A CS273906B1 (en) | 1989-04-03 | 1989-04-03 | Vibrator with rotating unbalances |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| CS203789A1 CS203789A1 (en) | 1990-08-14 |
| CS273906B1 true CS273906B1 (en) | 1991-04-11 |
Family
ID=5356302
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| CS203789A CS273906B1 (en) | 1989-04-03 | 1989-04-03 | Vibrator with rotating unbalances |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| CS (1) | CS273906B1 (en) |
-
1989
- 1989-04-03 CS CS203789A patent/CS273906B1/en unknown
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| CS203789A1 (en) | 1990-08-14 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3984630B2 (en) | Apparatus and method for damping vibration of rotating shaft system | |
| CZ348387A3 (en) | Mass balancing for vibration drives | |
| KR900000337B1 (en) | Balancer of reciprocating machine | |
| CS273906B1 (en) | Vibrator with rotating unbalances | |
| US5051170A (en) | Two frame elastic screening appartaus having substantially linear relative movement | |
| Kosse et al. | Design of hammer mills for optimum performance | |
| Dai et al. | Dynamic stability analysis of a cracked nonlinear rotor system subjected to periodic excitations in machining | |
| SU1428770A1 (en) | Apparatus for mechanical working of fibrous materials | |
| RU2027069C1 (en) | Vibration exciter for inertia propeller | |
| RU1835500C (en) | Unit for material fatigue tests | |
| US2882720A (en) | Universal fatigue machine with torsional elastic loading springs | |
| CZ244096A3 (en) | Method of balancing dynamic effects of a body with periodical reversing motion and apparatus for making the same | |
| KR0133837Y1 (en) | Power control type mechanical excitor | |
| JPH07136367A (en) | sewing machine | |
| SU1576253A1 (en) | Mechanical device for sawing | |
| SU1404295A1 (en) | Apparatus for vibration machining of parts | |
| SU1701397A1 (en) | Vibration exciter | |
| SU1199299A1 (en) | Method of exciting vibrations in object | |
| EP3658344B1 (en) | Drive unit of a gang saw | |
| SU1397798A1 (en) | Installation for fatigue testing of materials | |
| CA1046905A (en) | Reciprocating blade saw | |
| SU896434A1 (en) | Device for rotor balancing | |
| SU1717348A1 (en) | Portable motor saw | |
| JPH07328269A (en) | Vibration reduction device for sewing machine | |
| SU967737A2 (en) | Apparatus for orbital friction welding |