DE2751410A1

DE2751410A1 - Dynamischer schwingungsdaempfer

Info

Publication number: DE2751410A1
Application number: DE19772751410
Authority: DE
Inventors: Given A Brewer
Original assignee: Brewer Engineering Laboratories Inc
Current assignee: Brewer Engineering Laboratories Inc
Priority date: 1976-12-29
Filing date: 1977-11-17
Publication date: 1978-07-13
Also published as: FR2376342B1; CH620506A5; US4150588A; FR2376342A1

Description

Dynamischer Schwingungsdämpfer

Große umlaufende Teile, insbesondere die Läufer von Saugzuggebläsen in Stromversorgungsanlagen, sind, da sie sich ändernden Temperaturen ausgesetzt sind, im Betrieb unwuchtig. Wenn solche unwuchtigen Teile umlaufen, führen sie hohe Störkräfte ein, die ein Schwingen des gesamten Systems bedingen. Wenn das System eine Eigen- oder Resonanzfrequenz nahe der Betriebsfrequenz des umlaufenden Teils hat , können die Schwingungen so stark sein, daß die Anlage beschädigt wird, wenn das System nicht abgeschaltet wird. Aufgrund von thermisch bedingten Formänderungen ist es häufig nicht möglich, den umlaufenden

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ORIGINAL INSPECTED

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Teil ausreichend genau auszugleichen, um die Schwingungen auf einen annehmbaren Pegel zu vermindern. Andererseits verbietet es sich aus Kostengründen, so massive Fundamente zu bauen, daß das Schwingungssystem ruhig gehalten werden könnte. Diese Probleme sind von noch größerer Wichtigkeit in Spitzenbelastungs-Stromversorgungsanlagen, die täglich ein- und ausgeschaltet werden sowie schnellen Änderungen der Leistungsabgabe unterliegen.

Nach der Erfindung werden ein oder mehrere Schwingungsdämpfer mit sehr geringer Dämpfung vorgesehen, die am Fundament des Systems befestigt sind und eine Eigenoder Resonanzfrequenz bei der Betriebsfrequenz des umlaufenden Teils haben. Ein solcher Schwingungsdämpfer schwingt bei der Betriebsfrequenz und übt eine Kraft aus, die in bezug auf die vom umlaufenden Teil bewirkte Unwuchtkraft um 180° phasenverschoben ist und die das Fundament beaufschlagende Unwuchtkraft wirksam ausgleicht, so daß ein effektiv starres oder festes Fundament erhalten wird.

Abgestimmte Schwingungsdämpfer sind im Prinzip bekannt. Z. B. werden die theoretischen Grundlagen solcher Schwingungsdämpfer mit und ohne Dämpfung in Verbindung mit einigen schematischen Ansichten bestimmter Anwendungen in dem "Shock and Vibration Handbook", Kapitel 6, von Harris und Grede (McGraw-Hill, 1961) erläutert. Ferner sind solche Vorrichtungen ganz allgemein in der US-PS 989 938 angegeben, wobei ein bestimmtes Beispiel einer solchen Vorrichtung zum Vermindern von Schwingungen in einem Schiff erläutert ist. Schwingungsdämpfer, die durch Verstellen der Federlänge abstimmbar und so ausgelegt sind, daß sie in drei Dimensionen schwingen,

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werden als Motorengeräuschunterdrücker in Fluggasträumen von Flugzeugen verwendet (vgl. die US-Patentschriften 2 490 550 und 3 487 888).

Tatsächlich ergeben sich jedoch viele Schwierigkeiten beim Aufbau eines geeigneten abgestimmten Schwingungsdämpfers für einen bestimmten Verwendungszweck, z. B. für das hier erläuterte System.

Der Schwingungsdämpfer nach der Erfindung ist so ausgelegt, daß er Schwingungen eines Systems vermindert oder unterdrückt, das ein massives Fundament (in der Größenordnung von 454 000 kg) umfaßt, das ein umlaufendes Teil mit einem Gewicht von 18 160 kg trägt. Das System hat eine Resonanzfrequenz bei oder nahe dem Bereich der üblichen Betriebsdrehzahlen, und das umlaufende Teil hat im Normalbetrieb eine veränderliche und nicht vorhersehbare Unwucht und ist praktisch nicht ausgleichbar.

Die Unwuchtkraft des umlaufenden Teils wird auf das massive Fundament durch die Lager übertragen und bewirkt hauptsächlich in einer Dimension unannehmbare Schwingungen sowie übermäßig hohe Lagerbelastungen.

Ein mit einem solchen System verwendbarer geeigneter Schwingungsdämpfer muß daher so aufgebaut sein, daß er Schwingungen selektiv in einer bestimmten Dimension vermindert und gleichzeitig nicht selbst Schwingungen in den anderen Dimensionen einführt. Solche Schwingungen könnten selbst als Störkräfte auf das gesamte System wirken und unannehmbare oder schädliche Schwingungen

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der Anlage hervorrufen. Es ist daher erwünscht, einen Schwingungsdämpfer zu schaffen, der Schwingungen selektiv in einer Schwingungsart vermindert, ohne daß in anderen Schwingungsarten Schwingungen eingeführt werden. Ferner ist es erwünscht, daß der Schwingungsdämpfer keine Schwingungen mit Frequenzen unterhalb der Betriebsfrequenz, d. h. während des Anfahrens und Anhaltens des umlaufenden Teils, einführt.

Um einen wirksamen Schwingungsdämpfer zu erhalten, ist es erwünscht, daß er einen Gütefaktor 30 oder höher hat, was eine sehr geringe Dämpfung bedeutet.

Ferner ist es erwünscht, daß ein Schwingungsdämpfer bis zu innerhalb ca. 0,1 Hz abstimmbar ist, so daß er genau auf die Betriebsfrequenz des umlaufenden Teils abstimmbar ist.

Zusätzlich ist es erwünscht, einen Schwingungsdämpfer zu schaffen, der in einem System der erläuterten Art Schwingungen auf annehmbare Pegel vermindern kann und gleichzeitig so kostengünstig ist, daß seine Herstellungskosten niedriger als der Bau eines Fundaments, das massiv genug ist, um den gleichen Zweck zu erfüllen, sind.

Aufgabe der Erfindung ist daher die Schaffung eines abstimmbaren Schwingungsdämpfers bzw. Schwingungsdämpfersystems zur Verwendung mit massiven Einrichtungen, umfassend ein Fundament und ein großes umlaufendes Teil, das im Betrieb das Fundament mit periodischen Unwuchtkräften beaufschlagt, wobei die Einrichtung eine

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Resonanzfrequenz bei oder nahe der Betriebsfrequenz hat. Dabei soll der Schwingungsdämpfer bis zu innerhalb ca. 0,1 Hz genau abstimmbar sein, einen Gütefaktor 30 oder höher (geringe Dämpfung) aufweisen und mit relativ niedrigen Kosten für ein effektiv starres Fundament sorgen.

Der dynamische Schwingungsdämpfer nach der Erfindung ist zusammen mit einem unwuchtigen Läufer vorgesehen, der auf einer in einem Lager drehbaren, um eine Drehachse umlaufenden Welle angeordnet ist. Das lager ist auf einem Fundament fest angeordnet. Der läufer hat eine im wesentlichen feste Betriebsdrehfrequenz und beaufschlagt das Fundament mit einer periodischen Störkraft. Lie periodische Verschiebung des Fundaments aufgrund der periodischen Störkraft erfolgt primär in eine Verschiebungsrichtung (seitlich), und ihre Amplitude nähert sich etwa bei der festen Betriebsfrequenz des Läufers einem Höchstwert.

Der dynamische Schwingungsdämpfer ist fest mit dem Fundament verbunden und umfaßt einen vertikalen, einstückig ausgeführten Stahl-Federkörper mit einem oberen Federabschnitt, einem Eefestigungsendabschnitt und einem fest an dem Fundament angeordneten größeren unteren Stützabschnitt, v/obei der Befestigungsendabschnitt ein Gewicht haltert. Ferner umfaßt der Schwingungsdämpfer ein fest auf dem Befestigungsendabschnitt angeordnetes Gewicht; die Drehachse der Welle liegt in einer das Cewicht durchsetzenden Horizontalebene. Der obere Federabschnitt hat eine Vertikal-

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abmessung, eine mit der Verschiebungsrichtung parallele erste Horizontalabmessung und eine zu der ersten Horizontalabmessung senkrechte zweite Horizontalabmessung. Die zweite Horizontalabmessung ist wenigstens dreimal so groß wie die erste Horizontalabmessung, so daß die Biegesteifigkeit des Stützabschnitts senkrecht zur Verschiebungsrichtung erhöht wird. Die Masse des Gewichts beträgt wenigstens 10 % der Läufermasse.

Das Gewicht und die Federabmessungen sind derart bemessen, daß bei der Betriebsfrequenz des Läufers das Gewicht in der Verschiebungsrichtung schwingt; die Schwingungsamplitude nähert sich einem Höchstwert bei der Betriebsfrequenz des Läufers. Dadurch beaufschlagt der Schwingungsdämpfer das Fundament mit einer periodischen Rückholkraft, die der vom Läufer ausgeübten Störkraft entgegengesetzt gerichtet ist, so daß die Amplitude der periodischen Fundamentverschiebung vermindert wird.

Die Erfindung bezieht sich also auf die Unterdrückung von Schwingungen in massiven Systemen mit großen umlaufenden Teilen, z. B. Läufern von Saugzuggebläsen in Stromversorgungsanlagen. Insbesondere bezieht sich die Erfindung auf einen abgestimmten Schwingungsdämpfer mit sehr geringer Dämpfung, der auch als dynamischer Schwingungsdämpfer bekannt ist und die Schwingung eines Systems mit einer Eigenfrequenz nahe der Betriebsfrequenz vermindert oder unterdrückt.

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Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 eine Ansicht des Gebläse-Fundaments; Fig. 2 eine Ansicht 2-2 nach Fig. 1;

Fig. 3 eine schematische Ansicht der

schwingenden Teile des Systems;

Fig. 4 eine Grafik, in der die Verschiebung von Teilen des Systems über der Frequenz aufgetragen ist, wobei der Schwingungsdämpfer nach der Erfindung nicht vorgesehen ist;

Fig. 5 eine der Fig. 2 ähnliche Ansicht,

wobei jedoch zwei Schwingungsdämpfer nach der Erfindung an dem Gebläse-Fundament angeordnet sind;

Fig. 6 eine Ansicht des Schwingungsdämpfers nach der Erfindung;

Fig. 7 eine isometrische Ansicht des erfindungsgemäßen SchwingungsdämpferB, der an dem Gebläse-Fundament angeordnet ist;

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- «τη

Pig. 8 eine detaillierte Explosionsansicht eines Teils des Schwingungsdämpfers nach der Erfindung;

Fig. 9 eine Grafik, in der die Verschiebung über der Frequenz aufgetragen ist und die die beobachtete Auswirkung des Schwingungsdämpfers nach der Erfindung verdeutlicht;

Fig. 10 Grafiken, die die theoretische Auswirkung und 11 beim zusätzlichen Vorsehen von Schwingungsdämpfern mit einem Gewicht von 1816 kg bzw. 7264 kg an dem Gebläse-Fundament verdeutlichen;

Fig. 12, schematische Ansichten von Schwingungs-13, 14 formen des Gebläse-Fundaments mit

Schwingungsdämpfer, und zwar bei bestimmten Frequenzen;

Fig. 15 eine Grafik, in der die Verschiebung

über der Frequenz aufgetragen ist, wobei die bestimmten Frequenzen entsprechend den Fig. 12, 13 und 14 eingeschlossen sind; und

Fig. 16 ein allgemeines mathematisches Modell eines Schwingungsdämpfers.

Fig. 1 zeigt ein Saugzug-Gebläse, das in einer mit Kohle betriebenen Stromversorgungsanlage mit einer Leistung

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von 380 MW, die in Hewington, N.H., V. St. Α., steht, verwendet wird. Das in einem Gehäuse 9 befindliche Gebläse 10 läuft auf einer Welle 12 um, die von einem Motor 14 getrieben wird. Die Enden der Welle 12 sind in Ölfilmlagern 16 und 18 gelagert. Jedes Lager liegt auf einem stählernen Lagerbock 20, 22, die ihrerseits auf einem Betonfundament abgestützt sind. Das Fundament ist in den Erdboden 30 eingelassen. Fig. 2 zeigt das Ende des nach außen gehenden Lagers 16.

Das Laufrad des Gebläses hat einen Durchmesser von ca. 3 m und ein Gewicht von ca. 21 565 kg, und das Betonfundament hat ein Gewicht von ca. 526 640 kg. Nach Fig. 3 ist M. die Masse des Fundaments; da das Fundament nicht starr auf der Erde befestigt ist, ist es als über eine Feder 11 mit einer Federkonstanten K^ mit der Erde verbunden dargestellt. Die Masse Mp ist die Masse des Gebläselaufrads (die Massen des Lagers und des Lagerbocks sind so klein, daß sie vernachlässigbar sind), das mit dem Fundament durch eine wirksame Feder 13 mit einer Federkonstanten Kp verbunden ist, die die Verbindung des Laufrads mit der Welle, der Welle mit dem Lager über den Ölfilm, des Lagers mit dem Lagerbock und des Lagerbocks mit dem Fundament repräsentiert,

Infolge der durch die Feder 11 von Fig. 3 repräsentierten unstarren Verbindung kann das Fundament in bezug auf den Erdboden, in dem es angeordnet ist, schwingen. Las Fundament selbst ohne den übrigen Aufbau hat eine Resonanzfrequenz nahe 26,9 Hz.

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Das Gebläse wird innerhalb eines Temperaturbereichs von Umgebungstemperatur bis 316 ⁰C betrieben." Infolge von Unwucht im Gebläseläufer, der durch Änderungen der Umgebungstemperatur während des Betriebs besonders beeinflußt wird, verschiebt sich der Massenmittelpunkt des Läufers während des Betriebs, so daß sich die Welle 12 zwischen ihren beiden Stützlagern durchbiegt. Die Welle und das Gebläse der vorgenannten Anlage in Newington weisen eine Biegeschwingung von ca. 18,4 Hz auf. Die Unwucht des Gebläseläufers beaufschlagt letzten Endes das Fundament 24 mit einer periodischen Antriebskraft.

Das gesamte Gebläsefundament der Stromversorgungsanlage in Newington hat eine Resonanzfrequenz von 15,4 Hz (924 U), die der Betriebsfrequenz des Gebläses von 14,83 Hz (890 U) sehr nahekommt. Infolgedessen schwingen sowohl die Lager als auch das Fundament bei der Betriebsdrehzahl sehr stark; dies ist aus Fig. 4 ersichtlich, die tatsächliche diagnostische Testergebnisse bezüglich des Systems wiedergibt. Die Schwingung erfolgt hauptsächlich in einer zur Drehachse quer verlaufenden Richtung.

Der Gebläseläufer kann im kalten Zustand ins Gleichgewicht gebracht werden, wenn er jedoch während des Betriebs auf ca. 260 ⁰C erwärmt wird, wird er unwuchtig, und das System zeigt unannehmbare Schwingungspegel. Der Gebläseläufer kann auch für eine bestimmte Betriebstemperatur ins Gleichgewicht gebracht werden, da er jedoch innerhalb eines weiteren Temparaturbereichs betrieben werden muß, wird er unwuchtig, und das System

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wird schädlichen Schwingungen unterworfen. Da die in llewington stehende Anlage in Spitzenbedarfszeiten andere Stromversorgungsanlagen unterstützen soll, wird sie häufig ein- und ausgeschaltet, um die Ausgangsleistung der Anlage schnell zu ändern, wodurch die genannten Probleme besonders akut werden.

Die auf die Lager wirkenden Kräfte könnten vermindert werden, wenn das Fundament in wirksamer Weise starr gemacht v/erden könnte. Um dies unmittelbar zu erreichen, müßten die Fundamente unter großem Kostenaufwand erneuert werden, wobei die Anlage für lange Zeit ausfallen würde, !lach der Erfindung wird jedoch ein effektiv starres Fundament mit stark verringerten Kosten mittels eines abgestimmten dynamischen Schwingungsdämpfers mit geringer Dämpfung erzielt.

\ ach der Erfindung ist ein dynamischer Schwingungsdämpfer 32 an dem Lagerblock 20 des Systems gesichert (vgl. Fig. 7). Zwei solche Schwingungsdämpfer sind nach Fig. 5 an gegenüberliegenden Seiten der Welle 12 gesichert. Es sind jedoch bisher mit einem einzigen Schwingungsdämpfer, der auf die Betriebsfrequenz der in üewington stehenden Stromversorgungsanlage abgestimmt ist, brauchbare Ergebnisse erzielt worden.

Es wird jetzt insbesondere auf die Fig. 6, 7 und 8 Bezug genommen. Der Schwingungsdämpfer umfaßt im wesentlichen ein Gewicht 32 und eine Feder 36. Die Feder besteht aus einem oberen Federabschnitt 38» einem unteren Stützabschnitt 40 und einem Gewichtstütz- und -befestigüngsendabschnitt 42.

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Der Federabschnitt 38 hat im wesentlichen Rechteckquerschnitt mit einer ersten oder axialen Abmessung "a" parallel zur Drehachse 44 der Welle 12 und einer zweiten seitl chen Abmessung "b" senkrecht zur axialen Dimension. Der untere Stützabschnitt 40 hat ebenfalls im wesentlichen Rechteckquerschnitt mit einer axialen Abmessung "c" und einer seitlichen Abmessung "d".

Wenn eine Feder mit gleichförmigem Querschnitt verwendet wird, deren Unterende am Lagerbock eingespannt ist, so zeigt sich, daß unannehmbare Änderungen der wirksamen Federlänge auftreten, die ein genaues Abstimmen des Schwingungsdämpfers schwierig machen. Ferner zeigt sich, daß die Eigenschwingung des Schwingungsdämpfers in bezug auf unvermeidbare Änderungen der Einspannkraft empfindlich ist. Die Abmessungen des unteren Stützabschnitts 40 sind daher so gewählt, daß sie größer als die Abmessungen des oberen Federabschnitts 38 sind. Diese Proportionen stellen sicher, daß geringe Änderungen der genauen Lage und des Drucks der Spannvorrichtung, die den Schwingungsdämpfer am Lagerbock befestigt, eine vernachlässigbare Auswirkung auf die*wirksame federlänge und damit auf die Eigenschwingung des Schwingungsdämpfers haben.

Die axiale Abmessung "a" des oberen Federabschnitts 38 ist bevorzugt wenigstens dreimal so groß wie die seitliche Abmessung ⁿb". Diese Verhältnisse haben einen Schwingungsdämpfer zur Folge, der so abstimmbar ist, daß seine Resonanzfrequenz oder Eigenschwingung

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im Bereich der Betriebsfrequenzen des Gebläses für seitliche Schwingungen (auf die Achse 44 zu und davon weg) liegt; die Resonanzfrequenz des Schwingungsdämpfers ist jedoch vom Betriebsbereich für axiale Schwingungen (parallel zur Achse 44) und für Drehschwingungen weit entfernt, v/ie roch erläutert wird.

Die Feder 36 besteht bevorzugt aus hochwertigem hochlegiertem Elektrostahl; ein solcher Werkstoff ist nicht leicht verschweißbar. Es müssen daher starre ungeschweißte Verbindungen mit dem Gewicht und dem Fundament vorgesehen v/erden.

Die Feder 36 bildet an ihrem oberen Ende eine Kassenhalterung 42. Diese Halterung 42 umfaßt einen im v/esentlichen zylindrischen Abschnitt 46 mit einem unteren Flansch 48, dessen Durchmesser gering größer als derjenige des Zylinderabschnitts 46 ist. Die Durchmesser der zylindrischen Teile sind größer als die Abmessungen des Federkörpers.

Eine Grundplatte 50 aus Kohlenstoffstahl weist eine mittige Bohrung 52 mit einem größeren Grund 54 auf. Die Grundplatte 50 ist an der I-Iassenhalterung 42 im doppelten Festsitz zwischen dem zylindrischen Abschnitt 46 und der Bohrung 52 bzw. zwischen dem Flansch 48 und dem Grund 54 gesichert. Die Grundplatte 50 weist zwei Gewindebohrlöcher 56 an diametral gegenüberliegenden Ecken auf.

I-iach Fig. 6 sind zusätzliche Platten 58 auf der Grundplatte 50 befestigt und in ihrer Lage durch Bolzen 60, die die Löcher 56 der Grundplatte 50 durchsetzen, ge-

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halten und bilden zusammen mit der Grundplatte 50 die Hasse 32. Das Gesamtgewicht der Masse 32 beträgt bevorzugt wenigstens 10-25 % des Gewichts der Dreh-Iiasse. Bei der in iewington stehenden Anlage hat jeder Schwingungsdämpfer eine Tasse, die ungefähr 10 % der Masse des Läufers 10 beträgt. Die jeweilige bestimmte Hasse und die Länge der Feder 38 sind eine Punktion des Betriebsfrequenzbereichs der Dreh-Masse. Die Gleichung für die Beziehung zwischen Iiasse und Feder länge sov/ie der Betriebsfrequenz des Gebläses wird wie folgt erhalten (in bezug auf rechnerische Einzelheiten v/ird auf "Dynamics of Mechanical and Electromechanical Systems" von Cranöall, licOraw-Iiill 1968, S. 216-221, Bezug genommen).

Lach Fig. 16 ist das Schwingungsdämpfersystem als ein masseloser einseitig eingespannter Träger mit einer Länge L dargestellt, dessen eines Ende festgelegt und dessen anderes Ende unbefestigt ist. Das freie Ende wird mit einer Kraft P und einem Drehmoment V beaufschlagt, die von einem Ilasseblock M, nämlich der Schwingungsdämpfermasse, die starr am Ende des Trägers befestigt ist, herrühren. Der Träger ist im Vergleich zu den Abmessungen des Blocks relativ kurz, so daß Schub und Biegung des Trägers mit eingeschlossen sind. Die folgenden Gleichungen beschreiben die Trägerbewegungen und die Kraft P und das Drehmoment T , die diese Bewegungen bewirken:

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-Vf-

Γ Ί? _Α 1.2L
⁷ ⁼ [3ΕΪ ⁺ GÄ~_

P = -M(y+ae)

T = -May-J.Ö

Unter Annahme von Sinuslösungen für y und θ ergeben diese

Gleichungen eine quadratische Gleichung in tu , den Eigenschwingungen des Trägers und der Kasse. Die Gleichung lautet wie folgt:

Mail L TL I

⁺ 2ET-J

1.2Ll . HaL² _x ^JZ^L

-fe ⁺ r ⁺ ir-

mit E = Elastizitätsmodul, I = Biege-Trägheitsmoment des Trägers, G = Schubmodul des Trägerwerkstoffs,

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A = Querschnittsfläche des Trägers, J = Dreh-Trägheitsmoment des Blocks.

Die übrigen Größen sind in Pig. 16 angegeben. Der Index Z bezieht sich auf den Mittenpunk des Trägerendes (vgl. Pig. 16). Daher ist das Rotations-Trägheitsmoment <J_Z des Blocks um den Punkt Z

= J₀ + Ka²

mit C = Massenmittelpunkt des Blocks.

ρ Eei Lösen der Gleichung für eu werden zwei Werte für ⁰^ und damit f ür o> erhalten; dies sind die beiden Eigenschwingungen des Systems. Die niedrige Schwingung ist in diesem Zusammenhang von Interesse. Wenn die Gleichung für ou = 14,83 Hz gelöst wird, sind Kombinationen der Werte M und L errechenbar (für gegebene Werte der anderen Parameter), die zu einem Schwingungsdämpfer mit der erwünschten Eigenschwingung führen. Physikalische Grenzen der tatsächlichen Anlage begrenzen den möglichen Wert von M und L. Eine solche physikalische Grenze ist auch der Abstand zwischen dem Befestigungspunkt des Schwingungsdämpfers am Lagerblock und der Mittenlinie des Lagers, da es erwünscht ist, die Dämpfermasse so nahe wie möglich am Schnittpunkt der horizontalen und der vertikalen Mittenlinie des Lagers vorzusehen. Eine weitere Einschränkung ergibt sich durch den Raumbedarf für ein großes Gewicht.

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j^ei der praktischen Anwendung ist es erwünscht, den Schwingungsdämpfer bis auf ca. -O,1 Hz genau abstimmen zu können. Bei dem hier erläuterten Ausführungsbeispiel wird dies dadurch erreicht, daß die folgenden das Gewicht bzw. die Masse 32 bildenden Platten verwendet v/erden:

1 Grundplatte 15,24 χ 76,2 χ 60,96 cm 544,8 kg

4 Platten je 7,62 cm dick (gleiche Fläche) 1089,6 "

1 Platte 2,54 cm dick (gleiche Fläche) 90,8 "

4 Platten je 0,63 cm dick (gleiche Fläche) 90.8 "

Gesamtgewicht 1816 kg,

Durch Hinzufügen oder Wegnehmen einer 0,63 cm dicken Platte wird die Eigenschwingung des Schwingungsdämpfers um 0,17 Hz geändert. Durch hinzufügen oder Wegnehmen einer halb so großen 0,63 cm dicken Platte wird die Eigenschwingung um 0,08 Hz geändert.

Die Masse des Schwingungsdämpfers beträgt ca. 1816 kg. Geringe Änderungen der Federabmessungen beeinflussen die für eine Resonanz bei 14,8 Hz erforderliche tatsächliche Kasse. Abweichungen der Breite oder Länge des aktiven Teils der Feder von der Sollgröße ändern die Eigenschwingung des Dämpfers um die 3/2-Potenz der Änderung. Dies wird dann durch Zufügen oder Wegnehmen kleiner Kengen der Masse korrigiert. Somit kann in der Praxis die Dämpfermasse zwischen 1793,3 und 1838,7 kg betragen.

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Bei der vorgenannten Newington-Anlage, die einen Gebläseläufer aufweist, der mit Betriebsdrehzahlen nahe 14,33 Hz umläuft, ca. 21565 kg wiegt und auf einem Fundament mit einem Gewicht von ca. 526 640 kg gelagert ist, hat eine bevorzugte Ausführungsform des Schv/ingungsdämpfers einen Federkörper 36 mit folgenden Abmessungen:

a = 22,86 cm b = 7,28 cm c = 25,4 cm d = 15,24 cm

Durchmesser Abschnitt 46 = 26,67 cm Durchmesser Plansch 48 = 29,21 cm Dicke der Platte 50 = 15,24 cm

axiale Abmessung Platte 50 = 60,96 cm seitliche Abmessung Platte 50 = 76,2 cm Länge Federabschnitt 38 = 34,29 cm Länge Halteabschnitt 40 = 43,18 cm.

Das Soll-Gesamtgewicht der Masse 32 beträgt 1816 kg oder ca. 10 % des Gewichts des Läufers 10. Bei diesen spezifischen Abmessungen ist die Eigenschwingung des Dämpfers in seitlicher Richtung 14,83 Hz, in axialer Richtung 37,8 Hz und beim Verdrehen 34,7 Hz. Die beiden letztgenannten Schwingungen sind somit weit von der Betriebsfrequenz von 14,83 Hz entfernt.

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lach Fig. 7 ist der Stützabschnitt 40 zwischen einer ortsfesten ''alteplatte 63 und einer Klemmplatte 64 mittels acht bolzen 62 mit eimern Durchmesser von 25,4 inn eingespannt. Die Bolzen sind auf einen Drehmorcentwert von 41,49 mkp angezogen und beaufschlagen den Gtützabschnitt 40 mit einem Druck vor, 77 019 kg. Die '[alteplatte 63 ist mit der Seitenplatte 66 verschweißt, die wiederum mit dem Lagerbock 20 verschweißt ist.

Bevorzugt ist der Schwingungsdämpfer in einer solchen Lage gesichert, daß der Massenmittelpunkt des Dämpfergewichts in der gleichen Ilorizontalebene wie die Drehachse des Läufers liegt. V/enn der Schwingungsdämpfer nicht so angeordnet ist, bewirkt seine Schwingung kein genaues Aufheben der Unwuchtkraft des Läufers; stattdessen bilden die beiden Kräfte ein Kräftepaar, das auf den Lagerbock wirkt und dessen Schwingen auf dem Fundament bewirkt.

Der Preßsitz zwischen dem Federbefestigungsabschnitt 42 und der Grundplatte 50, die Befestigung der Platten 58 auf der Grundplatte 50 mittels der Bolzen 60 sowie das Festspannen des Stützabschnitts 40 am Lagerbock 20 ergeben sämtlich Verbindungen mit extrem hoher Reibung und stellen dadurch sicher, daß der Schwingungsdämpfer im Betrieb einen relativ hohen Gütefaktor aufweist. Die hier erläuterte Ausführungsform hat einen Gütefaktor 30. Bei einem niedrigeren Gütefaktor ist zum Erzielen der gleichen Auswirkung eine größere Schwingungsdämpfermasse erforderlich.

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Fig. 9 zeigt Meßergebnisse in bezug auf das erläuterte Ausführungsbeispiel, wenn ein einziger Schwingungsdämpfer mit einer Masse von 1816 kg und den angegeberen Abmessungen mit dem Lagerbock in der erläuterten Weise verbunden ist. Die Verschiebung des Lagers (in Millizoll) ohne Schwingungsdämpfer entsprechend Pig. 4 wird mit der Lagerverschiebung verglichen, wenn ein einziger Schwingungsdämpfer am Lagerbock befestigt und so abgestimmt ist, daß er in seitlicher Richtung mit einer Resonanz bei der Betriebsfrequenz von 14,83 Hz schwingt. Es ist ersichtlich, daß das System mit dem Schwingungsdämpfer nunmehr zwei Resonanzfrequenzen aufweist, und zwar auf jeder Seite der Betriebsfrequenz. Infolgedessen wird die Schwingung des Systems bei oder nahe der Betriebsfrequenz stark vermindert.

Die Fig. 10 und 11 basieren auf theoretischen Berechnungen und zeigen eine dimensijnslose Größe, wobei das Verhältnis zwischen dem Lagerausschlag und dem Ausschlag aufgrund der Unwuchtkraft (das auch als ein Übertragungsverhältnis bezeichnet wird) über der Frequenz (in Hz) aufgetragen ist. Fig. 10 zeigt das theoretische Ergebnis für das Gebläse-Fundament der Rewington-Anlage bei Verwendung eines einzigen Schwingungsdämpfers mit einer Masse von 1816 kg. Dieses Ergebnis ähnelt dem tatsächlich erzielten Ergebnis entsprechend Fig. 9. Wie ersichtlich ist, wird durch die Hinzufügung eines richtig abgestimmten Schwingungsdämpfers mit einem Gewicht von 1816 kg tatsächlich die Systemresonanz in zwei Resonanzen unterteilt, wobei jeweils eine auf jeder Seite des Betriebsfrequenzbereichs des Systems verschoben wird.

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Fig. 11 zeigt das theoretische Resultat, wenn der Schwingungsdämpfer ein Gesamtgewicht von 7264 kg hat. Mit dieser Kasse sind die beiden Resonanzen noch weiter voneinander entfernt, so daß nahe dem üetriebsbereich ein weiterer Frequenzbereich verbleibt, in dem die Schwingung des Systems stark vermindert ist.

Die strichpunktierten rereiche der Grafiken nach den Fig. 10 und 11, die mit "mit Dämpfung" bezeichnet sind, stellen Schätzungen der Auswirkung einer geringen Dämpfung (Gütefaktor = 50) im Schwingungsdämpfer auf das System dar. Wie aus der Zeichnung ersichtlich ist, ist der Schv/ingungsdämpf er v/eniger v/irksam, wenn eine Dämpfung vorhanden ist, aber tatsächlich kann eine Dämpfung nie vollständig beseitigt werden, so daß der theoretische Minimalwert in der Praxis nicht erzielbar ist.

Ein einziger Schwingungsdämpfer mit einer Kasse von 7264 kg würde das erwünschte Ergebnis nach Fig. 11 erzielen, wenn es möglich v/äre, ihn vollständig starr mit den beiden Lagern 16 und 18 zu verbinden. Dies ist jedoch in der Praxis unmöglich. Zwei Schwingungsdämpfer mit einer Masse von je 3632 kg könnten zwar verwendet v/erden, aber räumliche Beschränkungen der liewington-Anlage machten es unmöglich, solche großen Massen mit der Lagermittenlinie auszurichten. Infolgedessen werden bevorzugt vier Schwingungsdämpfer mit je 1816 kg verwendet, wobei zv/ei am nach außen gehenden Lager 16 (vgl. Fig. 5) und die beiden anderen am nach innen gehenden Lager 18 befestigt sind.

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Die Fig. 12-15 zeigen schematisch die Wirkung des Schwingungsdämpfers in Verbindung mit dem Läufer und dem Fundament. In Fig. 15 ist schematisch die Verschiebung über der Frequenz aufgetragen? der erste Höchstwert A gibt eine Systemresonanz wieder, die auftritt, wenn der Läufer 10 und der Schwingungsdämpfer 32 phaeengleich miteinander und mit dem Fundament 24 schwingen, wie Fig. 12 zeigt. Lei den lokalen Kiedrigstwert T. nach Fig. 15 schwingen der Läufer 10 und der Schwingungsdämpfer 32 phasenverschoben in bezug a*ifeinander und erzeugen tatsächlich ein ideales Fundament: das Fundament 24 bewegt sich nicht und ist das Äquivalent eines unendlich massiven Fundamerts (vgl. Fig. 13). I-eim Höchstwert C (vgl. Fig. 14) ist der Schwingungsdämpfer in bezug auf das restliche System phasenverschoben. Die iietriebsfrequenz des Systems fällt bei oder nahe dem l.iedrigstwert B (vgl. Fig. 15) ab.

In der liewington-Stromversorgungsanlage wurde durch Vorsehen eines einzigen Schwingungsdämpfers mit 1816 kg, der nach der Erfindung aufgebaut und befestigt war, die Verschiebung des Lagers bei der ißetriebsfrequenz auf nahezu Null vermindert. Dieses Ergebnis zeigt, daß die Verwendung von vier Schwingungsdämpfern mit einem Gesamtgewicht von 7264 kg die Lagerverschiebung über einen weiteren Frequenzbereich auf nahezu Null vermindert (vgl. !'ig. 11). Die aufgrund der unwucht des Läufers auf das Lager wirkende Kraft wird um ca. 50 /ό verringert. Das lindergebnis wird mit wesentlich geringeren Kosten erreicht, als erforderlich wären, um das -cton- und Stahlfundament durch ein Fundament zu ersetzen, das zum Erzielen des gleichen Ergebnisses massiv genug wäre.

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Claims

Patentansprüche

Dynamischer Schwingungsdämpfer,

der mit einem unwuchtigen, auf einer in einem Lager um eine Drehachse drehbaren Welle angeordneten Läufer zusammenwirkt, wobei das Lager auf einem Fundament angeordnet ist, der Läufer eine im wesentlichen feste Betriebsdrehfrequenz hat und das Fundament mit einer periodischen Störkraft beaufschlagt, eine periodische Verschiebung des Fundaments aufgrund der periodischen Störkraft primär in einer Verschiebungsrichtung erfolgt und die Verschiebungsamplitude sich etwa bei der festen Betriebsdrehfrequenz des Läufers einem Maximum nähert

und wobei der Schwingungsdämpfer starr mit dem Fundament verbunden ist,

gekennzeichne+ durch

einen vertikalen einteiligen Stahl-Federkörper (36) mit einem oberen Federabschnitt (38), mit einem Befestigungsendabschnitt (42) und mit einem unteren Stützabschnitt (40) größeren Querschnitts als der obere Federabschnitt (38), wobei der Stahl-Federkörper (36) starr auf dem Fundament (24) montiert ist und der Befestigungsendabschnitt (42) ein Gewicht (32) haltert,

ein starr auf dem Befestigungsendabschnitt (42) angeordnetes Gewicht (32), wobei die Drehachse (44) in einer das Gewicht (32) durchsetzenden Horizontalebene liegt,

wobei der obere Stahl-Federabschnitt (38) eine Vertikalabmessung, eine zur Verschiebungsrichtung parallele erste Horizontalabmessung (b) und eine zur ersten Horizontalabmessung (b) senkrechte zweite Horizontalabmessung (a) hat,

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ORIGINAL INSPECTED

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die zweite Horizontalabmessung (a) wenigstens dreimal so groß wie die erste Jlorizontalabmessung (b) ist, wodurch die Biege-Steifigkeit des Stützabschnitts (40) senkrecht zur Verschiebungsrichtung erhöht wird, und

das Gewicht (32) und die Federabmessungen (a, b) derart gewählt sind, daß bei der Betriebsdrehfrequenz des Läufers das Gewicht (32) in der Verschiebungsrichtung schwingt und die Schwingungsamplitude sich bei der Betriebsdrehfrequenz des Läufers einem Maximum nähert,

so daß der Schwingungsdämpfer (32) bei der Betriebsdrehfrequenz des Läufers das Fundament (24) mit einer periodischen Störkraft entgegengesetzt gerichtet zu der vom Läufer (10) ausgeübten Störkraft beaufschlagt, um die Amplitude der periodischen Fundamentverschiebung zu verkleinern (Fig. 6, 8).

2. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß die Masse des Gewichts (32) wenigstens 10 % der Läufermasse beträgt.

3. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet

durch Befestigungsglieder (62, 63, 64, 66), die den unteren Stützabschnitt (40) fest mit dem Fundament (24) verbinden, so daß die wirksame Länge des oberen Federabschnitts (38) unabhängig von geringen Änderungen der Lage der Befestigungsglieder ist (Fig. 7).

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. Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-3,

wobei das Fundament einen Stahl-Lagerbock aufweist, auf dem das Lager abgestützt ist, dadurch gekennzeichnet,

daß die Befestigungsglieder umfassen: eine Halteplatte (63),

eine mit dem Lagerbock (20) verschweißte Stahlplatte (66) mit mehreren Gewindelöchern zur Aufnahme mehrerer Bolzen (62),

wobei die Halteplatte (63) und die Stahlplatte (66) den Stützabschnitt (40) zwischen sich aufnehmen, und

mehrere Bolzen (62), die die Halteplatte (63) durchsetzen und sich am Stützabschnitt (40) vorbei in die Gewindelöcher der Stahlplatte (66) erstrecken.

5. Schwingungsdämpfer nach einem der Ansprüche 1-4, dadurch gekennzeichnet,

daß das Gewicht (32) lösbare Elemente (58) umfaßt, deren jedes eine Masse in der Größenordnung von 1 % der Gesamtmasse des Gewichts (32) hat, so daß vorzugsweise die Eigenschwingung des Schwingungsdämpfers bis auf ca. 0,1 Hz genau abstimmbar ist.

6. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß die Drehachse (44) in einer den Massenmittelpunkt des Gewichts (32) durchsetzenden Horizontalebene liegt.

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7. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß der obere Federabschnitt (38) im wesentlichen Rechteckquerschnitt hat.

8. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß der untere Stützabschnitt (40) im wesentlichen Rechteckquerschnitt hat.

9. Schwingungsdämpfer nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß der Befestigungsendabschnitt (42) einen im wesentlichen zylindrischen Teil (46, 48) aufweist, dessen Durchmesser größer als jede der Horizontalabmessungen (a, b) des Federabschnitts (38) ist, und

daß das Gewicht (32) eine im wesentlichen zylindrische Bohrung (52, 54) aufweist und auf dem Befestigungsendabschnitt (42) durch Preßsitz des zylindrischen Teils (46, 48) in der Bohrung (52, 54) gesichert ist.

10. Schwingungsdämpfer-System aus Schwingungsdämpfern nach Anspruch 8,

die fest mit dem Fundament verbunden sind und mit dem unwuchtigen, auf einer in zwei Lagern um eine Drehachse drehbaren Welle angeordneten Läufer zusammenwirken, wobei die Lager fest auf dem Fundament angeordnet sind,

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dadurch gekennzeichnet,

daß die Gesamtmasse der Schwingungsdämpfer-Gewichte (32) des Systems wenigstens 10 % der Masse des Läufers (10) beträgt, und

daß jedes Gewicht (32) und die Federabmessungen (a, b) jedes Schwingungsdämpfers (32) derart gewählt sind, daß bei der Betriebsdrehfrequenz des Läufers jedes Gewicht (32) in der Verschiebungsrichtung schwingt und die Schwingungsamplitude sich bei der Betriebsdrehfrequenz des Läufers einem Maximum nähert,

so daß das Schwingungsdämpfer-System bei der JIetriebsdrehfrequenz des Läufers das Fundament (24) mit einer periodischen Störkraft entgegengesetzt gerichtet der vom Läufer (10) ausgeübten Störkraft beaufschlagt, um die Amplitude der periodischen Fundamentverschiebung zu verringern.

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