RU2183136C1 - Rotary mechanism for centrifugal plant - Google Patents
Rotary mechanism for centrifugal plant Download PDFInfo
- Publication number
- RU2183136C1 RU2183136C1 RU2000124548A RU2000124548A RU2183136C1 RU 2183136 C1 RU2183136 C1 RU 2183136C1 RU 2000124548 A RU2000124548 A RU 2000124548A RU 2000124548 A RU2000124548 A RU 2000124548A RU 2183136 C1 RU2183136 C1 RU 2183136C1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- rotor
- mass
- bearing
- radius
- heel
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Sliding-Contact Bearings (AREA)
Abstract
Description
Изобретение относится к машиностроению, а именно к центробежным установкам с вертикальным ротором (дробилки, мельницы, центрифуги различного назначения, испытательные стенды) и может быть использовано для осуществления центробежных технологических процессов, вызывающих значительную динамическую неуравновешенность ротора. The invention relates to mechanical engineering, namely to centrifugal plants with a vertical rotor (crushers, mills, centrifuges for various purposes, test benches) and can be used to carry out centrifugal processes that cause significant dynamic rotor imbalance.
Известен роторный механизм центробежной установки (роторной мельницы), содержащий рабочий орган, вертикальный вал, жестко соединенный с рабочим органом, образуя ротор, и привод с механической передачей, при этом нижняя и верхняя части вала установлены в подшипниковых узлах, жестко закрепленных на корпусе установки (1). Known rotary mechanism of a centrifugal installation (rotary mill), containing a working body, a vertical shaft, rigidly connected to the working body, forming a rotor, and a drive with mechanical transmission, while the lower and upper parts of the shaft are mounted in bearing units rigidly fixed to the installation body ( 1).
Однако из-за жесткого закрепления подшипниковых узлов ротор не обладает способностью к радиальным и угловым смещениям, что приводит к высоким вибрационным нагрузкам на корпус установки и, следовательно, на фундамент. Подшипниковые узлы быстро изнашиваются вплоть до разрушения при возникновении значительной динамической неуравновешенности, что ограничивает область применения данного роторного механизма. However, due to the rigid fastening of the bearing units, the rotor does not have the ability to radial and angular displacements, which leads to high vibrational loads on the installation casing and, therefore, on the foundation. Bearing assemblies wear out quickly until they fail when significant dynamic imbalance occurs, which limits the scope of this rotor mechanism.
Известен роторный механизм центробежной установки (центрифуги), содержащий рабочий орган (барабан), газостатический вертикальный опорный узел с конусными несущими поверхностями, пята которого соединена с рабочим органом, образуя ротор, а подпятник которого выполнен с отверстиями для подвода газа к несущим поверхностям, систему газообеспечения, связанную с подпятником, и привод (2). Known rotary mechanism of a centrifugal installation (centrifuge) containing a working body (drum), a gas-static vertical support node with conical bearing surfaces, the heel of which is connected to the working body, forming a rotor, and the thrust bearing of which is made with holes for supplying gas to the bearing surfaces, a gas supply system associated with the thrust bearing and drive (2).
Однако из-за выполнения опорного узла с конусными несущими поверхностями и выполнения системы газообеспечения с компрессором, который не позволяет создать достаточно широкий рабочий зазор между несущими поверхностями с приемлемыми энергозатратами, амплитуда радиальных и угловых смещений ротора ограничена, в связи с чем известный роторный механизм не может быть использован для осуществления центробежных технологических процессов, вызывающих значительную динамическую неуравновешенность ротора. However, due to the implementation of the support node with conical bearing surfaces and the implementation of a gas supply system with a compressor that does not allow a sufficiently wide working gap between the bearing surfaces with acceptable energy consumption, the amplitude of the radial and angular displacements of the rotor is limited, and therefore the known rotor mechanism cannot be used to carry out centrifugal processes that cause significant dynamic rotor imbalance.
Известен также роторный механизм центробежной установки (центрифуги), содержащий рабочий орган, газостатический вертикальный опорный узел с полусферическими несущими поверхностями с близкой кривизной, пята которого соединена с рабочим органом, образуя ротор, а подпятник (статор) которого имеет отверстия для подвода и отвода газа, систему газообеспечения, связанную с подпятником, и пневмопривод, взаимодействующий с опорным узлом с возможностью радиальных и угловых смещений ротора, при этом центр кривизны несущих поверхностей совпадает либо расположен выше центра масс ротора (3). Also known is a rotor mechanism of a centrifugal installation (centrifuge), containing a working body, a gas-static vertical support unit with hemispherical bearing surfaces with close curvature, the heel of which is connected to the working body, forming a rotor, and the thrust bearing (stator) of which has openings for supplying and discharging gas, a gas supply system associated with a thrust bearing, and a pneumatic actuator interacting with the support node with the possibility of radial and angular displacements of the rotor, while the center of curvature of the bearing surfaces coincides or located above the center of mass of the rotor (3).
Однако известный роторный механизм обладает низкой надежностью и не позволяет добиться значительного снижения динамических воздействий ротора на опорный узел и фундамент центробежной установки при осуществлении центробежных технологических процессов, вызывающих значительную динамическую неуравновешенность ротора при высоких удельных энергозатратах, вследствие того, что функциональные характеристики опорного узла (параметры несущих поверхностей и величина зазора между несущими поверхностями), системы газообеспечения (параметры газового потока) и привода (вращательный момент, передаваемый на ротор) не оптимизированы. However, the known rotor mechanism has low reliability and does not allow to significantly reduce the dynamic effects of the rotor on the support unit and the foundation of the centrifugal installation during centrifugal processes that cause significant dynamic unbalance of the rotor at high specific energy costs, due to the functional characteristics of the support unit (bearing parameters surfaces and the size of the gap between the bearing surfaces), gas supply systems (parameters gas flow) and the drive (torque transmitted to the rotor) are not optimized.
Кроме этого, из-за минимально возможного создаваемого зазора требуется с высокой точностью изготавливать несущие поверхности и балансировать ротор. Из-за выполнения несущих поверхностей в виде полусферы опорный узел является достаточно материалоемким и сложным при изготовлении. In addition, due to the smallest possible gap created, it is required to produce bearing surfaces with high accuracy and balance the rotor. Due to the implementation of the bearing surfaces in the form of a hemisphere, the support unit is quite material-intensive and difficult to manufacture.
Задача изобретения состоит в повышении надежности, расширении областей использования и снижении динамических воздействий ротора на опорный узел и фундамент центробежной установки при осуществлении центробежных технологических процессов, вызывающих значительную динамическую неуравновешенность ротора, с одновременным снижением удельных энергозатрат за счет оптимизации функциональных характеристик газостатического опорного узла, системы газообеспечения и привода, а также в снижении требований к точности изготовления несущих поверхностей и балансировки ротора за счет увеличения создаваемого зазора, в сокращении материалоемкости и упрощении изготовления за счет уменьшения площади несущих поверхностей. The objective of the invention is to increase reliability, expand the scope of use and reduce the dynamic effects of the rotor on the support unit and the foundation of the centrifugal installation in the implementation of centrifugal processes that cause significant dynamic imbalance of the rotor, while reducing specific energy consumption by optimizing the functional characteristics of the gas-static support unit, gas supply system and drive, as well as reducing the requirements for precision manufacturing rotors and balancing of the rotor by increasing the created gap, in reducing material consumption and simplifying manufacturing by reducing the area of bearing surfaces.
Сущность изобретения заключается в том, что для решения поставленной задачи в роторном механизме центробежной установки, содержащем рабочий орган, газостатический вертикальный опорный узел с несущими поверхностями в виде части сферы, пята которого соединена с рабочим органом, образуя ротор, и имеет центр кривизны несущей поверхности, расположенный выше центра масс ротора, а подпятник которого имеет отверстия для подвода газа к несущим поверхностям, систему газообеспечения, связанную с подпятником, и привод, позволяющий угловые и радиальные смещения ротора, отличием является то, что несущие поверхности пяты и подпятника выполнены в виде сферических поясов, радиусы которых связаны соотношением
где Rr - радиус несущей поверхности пяты, м;
Rs - радиус несущей поверхности подпятника, м;
S2r - рабочий зазор между несущими поверхностями на радиусе большего основания подпятника, м,
а радиусы оснований поясов связаны соотношениями
Rr1/Rr2=0,4...0,87 (2),
Rs1/Rs2=0,4...0,87 (3),
где Rr1 - радиус меньшего основания пяты, м;
Rr2 - радиус большего основания пяты, м;
Rs1 - радиус меньшего основания подпятника, м;
Rs2 - радиус большего основания подпятника, м,
причем радиус большего основания пяты и подпятника меньше или равен радиусу несущей поверхности пяты и подпятника соответственно
Rr2≤Rr (4), Rs2≤Rs (5)
а радиус несущей поверхности пяты и радиус большего основания подпятника связаны таким образом, что рабочий зазор между несущими поверхностями на радиусе большего основания подпятника определяется соотношением
где е - наибольший эксплуатационный удельный дисбаланс (эксцентриситет) ротора, м;
Lc - расстояние от центра кривизны несущей поверхности пяты до центра масс ротора, м;
δ- наибольший эксплуатационный угол между главным вектором и моментом дисбалансов (неуравновешенных сил) ротора, рад,
при этом ротор выполнен таким образом, что зона наибольшего эксплуатационного дисбаланса рабочего органа расположена в горизонтальной плоскости, находящейся на расстоянии от центра масс ротора, определяемом из соотношения
где Н - расстояние от центра масс ротора до плоскости расположения зоны наибольшего эксплуатационного дисбаланса рабочего органа, м;
Io - осевой момент инерции ротора, кг•м2;
Iэ - экваториальный момент инерции ротора, кг•м2;
m - масса наибольшего эксплуатационного дисбаланса рабочего органа, кг;
Rm - расстояние от центра масс наибольшего эксплуатационного дисбаланса рабочего органа до оси ротора, м;
М - масса ротора, кг,
система газообеспечения содержит, по крайней мере, один вентилятор с критерием быстроходности ny, меньшим 200, определяемым соотношением
где С - коэффициент пропорциональности (с≈60,776);
L - производительность, м3/с;
ω- частота вращения, рад/с;
Р - давление, Па;
ρ- плотность газа, кг/м3,
а привод с механической передачей состоит из трех валов, соединенных попарно с возможностью пересечения осей, при этом один из валов выполнен телескопическим.The essence of the invention lies in the fact that to solve the problem in the rotary mechanism of a centrifugal installation containing a working body, a gas-static vertical support node with bearing surfaces in the form of a part of a sphere, the heel of which is connected to the working body, forming a rotor, and has a center of curvature of the bearing surface, located above the center of mass of the rotor, and the thrust bearing of which has openings for supplying gas to the bearing surfaces, a gas supply system connected to the thrust bearing, and a drive allowing angular and radial nye rotor displacement difference is that the bearing surfaces of the heel and thrust bearing are in the form of spherical zones whose radii are related by
where R r is the radius of the bearing surface of the heel, m;
R s - radius of the bearing surface of the thrust bearing, m;
S 2r - the working gap between the bearing surfaces on the radius of the larger base of the thrust bearing, m,
and the radii of the bases of the belts are related by the relations
R r1 / R r2 = 0.4 ... 0.87 (2),
R s1 / R s2 = 0.4 ... 0.87 (3),
where R r1 is the radius of the smaller base of the heel, m;
R r2 is the radius of the larger base of the heel, m;
R s1 is the radius of the smaller base of the thrust bearing, m;
R s2 is the radius of the larger base of the thrust bearing, m,
moreover, the radius of the larger base of the heel and thrust bearing is less than or equal to the radius of the bearing surface of the heel and thrust bearing, respectively
R r2 ≤R r (4), R s2 ≤R s (5)
and the radius of the bearing surface of the heel and the radius of the larger base of the thrust bearing are connected in such a way that the working clearance between the bearing surfaces on the radius of the larger base of the thrust bearing is determined by the ratio
where e is the largest operational specific imbalance (eccentricity) of the rotor, m;
L c is the distance from the center of curvature of the bearing surface of the heel to the center of mass of the rotor, m;
δ is the largest operational angle between the main vector and the moment of imbalance (unbalanced forces) of the rotor, glad
the rotor is designed in such a way that the zone of the greatest operational imbalance of the working body is located in a horizontal plane located at a distance from the center of mass of the rotor, determined from the ratio
where H is the distance from the center of mass of the rotor to the plane of the zone of the greatest operational imbalance of the working body, m;
I o - axial moment of inertia of the rotor, kg • m 2 ;
I e - the equatorial moment of inertia of the rotor, kg • m 2 ;
m is the mass of the largest operational imbalance of the working body, kg;
R m is the distance from the center of mass of the largest operational imbalance of the working body to the axis of the rotor, m;
M is the mass of the rotor, kg
the gas supply system contains at least one fan with a speed criterion n y less than 200, determined by the ratio
where C is the coefficient of proportionality (s≈60.776);
L - productivity, m 3 / s;
ω- rotation frequency, rad / s;
P is the pressure, Pa;
ρ is the gas density, kg / m 3 ,
and the drive with a mechanical transmission consists of three shafts connected in pairs with the possibility of intersection of the axes, while one of the shafts is made telescopic.
Изобретение проясняется чертежами: фиг.1 - общий вид роторного механизма центробежной установки в исходном состоянии, фиг.2 - схема роторного механизма центробежной установки с образованным газовым зазором. The invention is clarified by the drawings: FIG. 1 is a general view of a rotary mechanism of a centrifugal installation in its initial state, FIG. 2 is a diagram of a rotary mechanism of a centrifugal installation with a gas gap formed.
Роторный механизм центробежной установки (фиг.1) содержит рабочий орган 1 для осуществления центробежных технологических процессов, газостатический вертикальный опорный узел, состоящий из пяты 2 и подпятника 3 с отверстием 4 для подвода газа, несущие поверхности которых выполнены в виде сферических поясов, систему газообеспечения, содержащую, по крайней мере, один вентилятор 5, связанный с отверстием 4 подпятника 3, и привод 6 с механической передачей 7. Рабочий орган 1 соединен с пятой 2, образуя ротор 8 с центром масс Сr (фиг.2).The rotor mechanism of the centrifugal installation (Fig. 1) contains a working body 1 for carrying out centrifugal processes, a gas-static vertical support unit, consisting of a heel 2 and a thrust bearing 3 with an opening 4 for supplying gas, the bearing surfaces of which are made in the form of spherical belts, a gas supply system, containing at least one fan 5, connected to the hole 4 of the thrust bearing 3, and a drive 6 with a mechanical transmission 7. The working body 1 is connected to the fifth 2, forming a rotor 8 with a center of mass C r (figure 2).
Несущие поверхности пяты 2 и подпятника 3 выполнены в виде сферических поясов. Радиусы кривизны несущих поверхностей пяты 2 и подпятника 3 связаны соотношением (1). Соотношение (1) отвечает оптимальной связи между радиусами несущей поверхности пяты Rr (фиг.2), несущей поверхности подпятника Rs и рабочим зазором на радиусе большего основания подпятника S2r.The bearing surfaces of the heel 2 and the thrust bearing 3 are made in the form of spherical belts. The radii of curvature of the bearing surfaces of the heel 2 and the thrust bearing 3 are related by the relation (1). Relation (1) corresponds to the optimal relationship between the radii of the heel bearing surface R r (Fig. 2), the bearing surface of the thrust bearing R s and the working gap at the radius of the larger base of the thrust bearing S 2r .
При Rs-S2r=Rr сферические поверхности пяты и подпятника образуют эквидистантный зазор, обеспечивающий максимальное значение радиальной жесткости и демпфирования газового слоя, что повышает устойчивость работы роторного механизма во всех режимах работы. Однако при этом необходимо использование специальных мер при подаче газа в зазор в начале работы, например подключение дополнительного вентилятора или введение ограничителя, обеспечивающего минимальный зазор между несущими поверхностями при выключенной системе газообеспечения. Это достигается, в частности, закреплением поясков, по крайней мере, на одной из несущих поверхностей в зоне максимального радиуса их больших оснований. Такие пояски могут выполняться из износостойкого материала, предохраняющего несущие поверхности при аварийном отключении системы газообеспечения.When R s -S 2r = R r, the spherical surfaces of the heel and the thrust bearing form an equidistant gap providing the maximum value of the radial stiffness and damping of the gas layer, which increases the stability of the rotor mechanism in all operating modes. However, it is necessary to use special measures when supplying gas to the gap at the beginning of operation, for example, connecting an additional fan or introducing a limiter that ensures minimal clearance between the bearing surfaces when the gas supply system is turned off. This is achieved, in particular, by securing the belts on at least one of the bearing surfaces in the zone of maximum radius of their large bases. Such belts can be made of wear-resistant material that protects the bearing surfaces during an emergency shutdown of the gas supply system.
При Rr= Rs технологически удобно изготавливать несущую поверхность пяты по изготовленному ранее подпятнику, например, методом выклейки из стеклопластика или сбором из сегментов (элементов).At R r = R s, it is technologically convenient to produce the bearing surface of the heel according to the previously made thrust bearing, for example, by gluing from fiberglass or collecting from segments (elements).
В том случае, если Rr превышает Rs, специальных мер для создания минимального зазора в начале работы не требуется.In the event that R r exceeds R s , special measures to create a minimum clearance at the beginning of work are not required.
При Rr= Rs+δ, гдe δ- толщина стенки подпятника, удобно изготавливать пяту и подпятник методом штамповки взрывом по одной матрице.When R r = R s + δ, where δ is the wall thickness of the thrust bearing, it is convenient to produce the heel and thrust bearing by the method of stamping by explosion on one matrix.
Соотношения (2), (3) обеспечивают оптимальный выбор радиусов оснований пяты и подпятника из критериев устойчивости движения ротора, его грузоподъемности и энергопотребления. Минимальное энергопотребление при оптимальных величинах упругодемпферных характеристик газового слоя (жесткость и демпфирование), как показали испытания, имеет место при выполнении приведенного соотношения. Уменьшение Rr1/Rr2, Rs1/Rs2 до величин менее 0,4 сопровождается незначительным ростом радиальной жесткости газового слоя и радиального демпфирования при существенном возрастании энергопотребления на создание газовой подушки. В то же время увеличение соотношений (2), (3) более 0,87 обеспечивает незначительный выигрыш по энергопотреблению, но сопровождается существенным падением жесткости и демпфирования газового слоя.Relations (2), (3) provide the optimal choice of the radii of the base of the heel and the thrust bearing from the criteria for the stability of the rotor, its load capacity and energy consumption. The minimum energy consumption with optimal values of the elastic-damping characteristics of the gas layer (stiffness and damping), as shown by tests, takes place when the above ratio is fulfilled. A decrease in R r1 / R r2 , R s1 / R s2 to values less than 0.4 is accompanied by a slight increase in the radial stiffness of the gas layer and radial damping with a significant increase in energy consumption for creating a gas cushion. At the same time, an increase in ratios (2), (3) over 0.87 provides a slight gain in energy consumption, but is accompanied by a significant decrease in the stiffness and damping of the gas layer.
Ограничения (4), (5) обусловлены, во-первых, обеспечением рационального размещения рабочего органа ротора особенно при непрерывных технологических процессах, во-вторых, уменьшением вертикальных габаритов центробежного устройства и, в-третьих, удобством монтажа и эксплуатации роторного механизма центробежной установки. Limitations (4), (5) are caused, firstly, by ensuring the rational placement of the working body of the rotor, especially during continuous technological processes, secondly, by reducing the vertical dimensions of the centrifugal device and, thirdly, by the ease of installation and operation of the rotor mechanism of the centrifugal installation.
Эксплуатационный дисбаланс ротора, невысокие требования к точности изготовления опорного узла, неуравновешенность, обусловленная технологическим процессом, определяют минимальную величину газового зазора в системе пята-подпятник (соотношение 6). Увеличение рабочего зазора дает возможность значительно расширить диапазон допустимой эксплуатационной статической и моментной неуравновешенности ротора и таким образом расширить область применения центробежных установок. Так, барабаны центрифуг по системе классов точности балансировки в соответствии со стандартами ИСО 1940-1-86, ИСО 1940-2-90, относятся к 5 классу точности, что соответствует при эксплуатационной угловой скорости 100 рад/с значению эксцентриситета ест=0,063-0,16 мм. Центробежные установки на описанной выше газовой опоре опробованы на рабочих зазорах 1-10 мм. Использование таких зазоров позволяет при тех же угловых скоростях в 5-50 раз увеличить величину допустимой динамической неуравновешенности и, таким образом, значительно расширить диапазон использования центробежных установок.Operational imbalance of the rotor, low requirements for the accuracy of the manufacturing of the support unit, the imbalance due to the technological process, determine the minimum gas gap in the heel-to-thrust system (ratio 6). The increase in the working gap makes it possible to significantly expand the range of permissible operational static and momentary imbalance of the rotor and thus expand the scope of centrifugal plants. So, centrifuge drums according to the system of balancing accuracy classes in accordance with ISO 1940-1-86, ISO 1940-2-90 standards, belong to accuracy class 5, which corresponds to an eccentricity value e st = 0,063- at an operational angular speed of 100 rad / s 0.16 mm. Centrifugal units on the gas support described above were tested on working gaps of 1-10 mm. The use of such gaps allows at the same angular velocities to increase by 5-50 times the value of the permissible dynamic imbalance and, thus, significantly expand the range of use of centrifugal plants.
Приведенное выше описание устройства относится к его работе как в дорезонансном, так и зарезонансном режимах. В зарезонансном режиме имеет место эффект самоцентрирования, при котором ось вращения стремится совместиться с главной центральной осью инерции ротора. Заявителем в результате расчетов и испытаний было обнаружено, что при перемещении специально вносимой дисбалансной массы вдоль оси вращения ротора амплитуда колебаний минимальной величины газового зазора уменьшается практически до нуля, а затем начинает возрастать. Расстояние Н (фиг.2) от центра масс ротора Сr, определяющее плоскость положения груза, при котором наблюдается описанный эффект, выражается соотношением (7).The above description of the device relates to its operation in both pre-resonance and non-resonance modes. In the resonance mode, there is a self-centering effect, in which the axis of rotation tends to coincide with the main central axis of inertia of the rotor. As a result of calculations and tests, the applicant found that when moving a specially introduced unbalanced mass along the axis of rotation of the rotor, the oscillation amplitude of the minimum gas gap decreases to almost zero, and then begins to increase. The distance H (figure 2) from the center of mass of the rotor C r , which determines the plane of the load position at which the described effect is observed, is expressed by the relation (7).
Выполнение условия (7) обеспечивает совмещение главной центральной оси инерции ротора с осью подпятника, что обуславливает постоянство минимального зазора пята-подпятник. На фиг.2 рабочий орган размещен таким образом, что зона его максимального дисбаланса, обусловленного технологическим процессом, находится на расстоянии Н от центра масс ротора Сr. Минимальный зазор пята-подпятник не будет изменяться даже при возникновении значительной неуравновешенности. Данный эффект используется для технологических центробежных установок, в которых возникающая неуравновешенность имеет место в определенной зоне рабочего органа. Для осадительных центрифуг это зона накопления и выброса осадка, для дробилок и мельниц - зона движения материала и износа соответствующих элементов рабочего органа. Расположение зоны максимальной неуравновешенности в горизонтальной плоскости, отстоящей на величину Н от центра масс ротора, минимизирует колебания воздушного зазора, существенно расширяет возможности центробежных машин, увеличивает их надежность и ресурс.The fulfillment of condition (7) ensures that the main central axis of inertia of the rotor is aligned with the axis of the thrust bearing, which determines the constancy of the minimum clearance of the heel-thrust bearing. In Fig.2, the working body is placed in such a way that the zone of its maximum imbalance due to the technological process is at a distance H from the center of mass of the rotor C r . The minimum clearance heel will not change even if significant imbalance occurs. This effect is used for technological centrifugal plants in which the resulting imbalance takes place in a certain area of the working body. For precipitation centrifuges, this is the zone of accumulation and discharge of sediment, for crushers and mills, this is the zone of movement of material and wear of the corresponding elements of the working body. The location of the zone of maximum imbalance in a horizontal plane spaced by H from the center of mass of the rotor minimizes fluctuations in the air gap, significantly expands the capabilities of centrifugal machines, and increases their reliability and resource.
Для оптимизации удельных энергозатрат вентилятор 5 выбирают с критерием быстроходности, определяемым соотношением (8). To optimize the specific energy consumption, fan 5 is selected with a speed criterion determined by relation (8).
Механическая передача 7 привода 6 состоит из трех валов, соединенных попарно с возможностью пересечения осей, один из крайних валов связан с ротором 8, а второй - с приводом 6. При этом один из валов передачи выполнен телескопическим. Возможен вариант исполнения механической передачи, содержащей два шарнира равных угловых скоростей или два карданных шарнира, один из которых связан валом с ротором 8, а второй - валом с приводом 6. Такая конструкция позволяет вращение ротора 8 с угловыми и радиальными смещениями. The mechanical transmission 7 of the drive 6 consists of three shafts connected in pairs with the possibility of intersecting the axes, one of the extreme shafts is connected to the rotor 8, and the second to the drive 6. In this case, one of the transmission shafts is made telescopic. An embodiment of a mechanical transmission is possible, containing two joints of equal angular velocities or two cardan joints, one of which is connected by a shaft with a rotor 8, and the second by a shaft with a drive 6. This design allows rotation of the rotor 8 with angular and radial displacements.
Изобретение используют следующим образом. The invention is used as follows.
Включают вентилятор 5, поток газа (воздуха) через отверстие 4 подается к несущим поверхностям пяты 2 и подпятника 3. Благодаря тому, что пята 2 и подпятник 3 выполнены с несущими поверхностями в виде сферических поясов, а система газообеспечения содержит вентилятор 5, достигается увеличение грузоподъемности ротора 8 за счет увеличения площади действия максимального давления на поверхность пяты 2, что позволяет значительно увеличить создаваемый зазор S2r (по сравнению с прототипом), конкретная величина которого определяется соотношением (6).The fan 5 is turned on, the gas (air) flow through the hole 4 is supplied to the bearing surfaces of the heel 2 and the thrust bearing 3. Due to the fact that the heel 2 and the thrust bearing 3 are made with bearing surfaces in the form of spherical belts, and the gas supply system contains a fan 5, an increase in load capacity is achieved rotor 8 by increasing the area of maximum pressure on the surface of the heel 2, which can significantly increase the created gap S 2r (compared with the prototype), the specific value of which is determined by the relation (6).
Затем включают привод 6, который с помощью механической передачи 7 приводит во вращение ротор 8. Then include a drive 6, which using a mechanical transmission 7 drives the rotor 8.
Благодаря выполнению привода с механической передачей 7 достигается увеличение (по сравнению с прототипом) передаваемого на ротор 8 вращательного момента. Благодаря выполнению механической передачи 7 в виде трех валов, соединенных попарно, с возможностью пересечения осей, достигается возможность угловых и радиальных смещений ротора в пределах зазора относительно подпятника 3. Due to the implementation of the drive with mechanical transmission 7, an increase (compared with the prototype) of the torque transmitted to the rotor 8 is achieved. Due to the mechanical transmission 7 in the form of three shafts connected in pairs, with the possibility of intersection of the axes, the possibility of angular and radial displacements of the rotor within the gap relative to the thrust bearing 3 is achieved.
Благодаря тому, что один из валов выполнен телескопическим, ротор 8 может совершать осевые перемещения. Due to the fact that one of the shafts is made telescopic, the rotor 8 can perform axial movements.
При вращении ротора 8 в рабочем органе 1 создается поле центробежных сил, с помощью которого осуществляется центробежный технологический процесс (дробление, измельчение, центрифугирование различного назначения и т.д.). По целому ряду причин (неравномерность движения материала в рабочем органе, износ, залегание и т.д.) центробежный технологический процесс может вызвать значительную динамическую неуравновешенность ротора 8, которая приводит к существенному увеличению амплитуды его радиальных и угловых смещений. When the rotor 8 is rotated, a field of centrifugal forces is created in the working body 1, with the help of which a centrifugal process (crushing, grinding, centrifuging for various purposes, etc.) is carried out. For a number of reasons (uneven movement of the material in the working body, wear, bedding, etc.), the centrifugal process can cause significant dynamic imbalance of the rotor 8, which leads to a significant increase in the amplitude of its radial and angular displacements.
Благодаря выполнению несущих поверхностей пяты 2 и подпятника 3 в виде сферических поясов с параметрами, определяемыми соотношениями (1), (2), (3), (4), (5), и увеличению зазора между ними до величины, определяемой соотношением (6), ротору 8 обеспечивается возможность совершать радиальные и угловые смещения со значительно большей, чем у прототипа, амплитудой. Due to the implementation of the bearing surfaces of the heel 2 and the thrust bearing 3 in the form of spherical belts with parameters determined by the relations (1), (2), (3), (4), (5), and an increase in the gap between them to a value determined by the relation (6 ), the rotor 8 is provided with the ability to make radial and angular displacements with a significantly larger amplitude than the prototype.
Таким образом, достигается повышение надежности работы роторного механизма в условиях значительной динамической неуравновешенности ротора 8 и снижение удельных энергозатрат. Thus, an increase in the reliability of the rotor mechanism is achieved under conditions of significant dynamic imbalance of the rotor 8 and a decrease in the specific energy consumption.
Кроме этого, обеспечение возможности создать рабочий зазор до 10 мм позволяет существенно снизить требования к точности изготовления несущих поверхностей опорного узла и к балансировке ротора. Выполнение несущих поверхностей в виде сферических поясов позволяет снизить материалоемкость и упростить изготовление пяты 2 и подпятника 3. In addition, providing the ability to create a working gap of up to 10 mm can significantly reduce the requirements for precision manufacturing of the bearing surfaces of the support node and for balancing the rotor. The implementation of the bearing surfaces in the form of spherical belts can reduce material consumption and simplify the manufacture of the heel 2 and the thrust bearing 3.
Источники информации
1. Авт. св. СССР 1414451, В 02 С 13/14, публ. 1988 г.Sources of information
1. Auth. St. USSR 1414451, B 02 C 13/14, publ. 1988 year
2. Патент США 3958753, В 04 В 9/04, публ. 1976 г. 2. US patent 3958753, 04B 9/04, publ. 1976
3. Патент Великобритании 839622, В 04 В 9/12, публ. 1960 г. 3. UK patent 839622, 04B 9/12, publ. 1960 year
Claims (4)
где Rr - радиус несущей поверхности пяты, м;
Rs - радиус несущей поверхности подпятника, м;
S2r - рабочий зазор между несущими поверхностями на радиусе большего основания подпятника, м,
радиусы оснований поясов связаны соотношениями
Rr1/Rr2= 0,4. . . 0,87, Rs1/Rs2= 0,4. . . 0,87,
где Rr1 - радиус меньшего основания пяты, м;
Rr2 - радиус большего основания пяты, м;
Rs1 - радиус меньшего основания подпятника, м;
Rs2 - радиус большего основания подпятника, м,
причем радиус большего основания пяты и подпятника меньше или равен радиусу несущей поверхности пяты и подпятника, соответственно
Rr2≤Rr, Rs2≤Rs,
а радиус несущей поверхности пяты и радиус большего основания подпятника связаны таким образом, что рабочий зазор между несущими поверхностями на радиусе большего основания подпятника определяется соотношением
где е - наибольший эксплуатационный удельный дисбаланс (эксцентриситет) ротора, м;
Lc - расстояние от центра кривизны несущей поверхности пяты до центра масс ротора, м;
δ - наибольший эксплуатационный угол между главным вектором и моментом дисбалансов (неуравновешенных сил) ротора, рад.1. The rotor mechanism of a centrifugal installation containing a working body, a gas-static vertical support unit with bearing surfaces in the form of a part of a sphere, the heel of which is connected to the working body, forming a rotor, and has a center of curvature of the bearing surface above the center of mass of the rotor, and the thrust bearing of which has openings gas supply to the bearing surfaces, a gas supply system associated with the thrust bearing, and a drive providing angular and radial displacements of the rotor, characterized in that the bearing surfaces of the heel and thrust bearing us in the form of spherical zones whose radii are related by
where R r is the radius of the bearing surface of the heel, m;
R s - radius of the bearing surface of the thrust bearing, m;
S 2r - the working gap between the bearing surfaces on the radius of the larger base of the thrust bearing, m,
the radii of the bases of the belts are related by the relations
R r1 / R r2 = 0.4. . . 0.87, R s1 / R s2 = 0.4. . . 0.87,
where R r1 is the radius of the smaller base of the heel, m;
R r2 is the radius of the larger base of the heel, m;
R s1 is the radius of the smaller base of the thrust bearing, m;
R s2 is the radius of the larger base of the thrust bearing, m,
moreover, the radius of the larger base of the heel and thrust bearing is less than or equal to the radius of the bearing surface of the heel and thrust bearing, respectively
R r2 ≤R r , R s2 ≤R s ,
and the radius of the bearing surface of the heel and the radius of the larger base of the thrust bearing are connected in such a way that the working clearance between the bearing surfaces on the radius of the larger base of the thrust bearing is determined by the ratio
where e is the largest operational specific imbalance (eccentricity) of the rotor, m;
L c is the distance from the center of curvature of the bearing surface of the heel to the center of mass of the rotor, m;
δ is the largest operational angle between the main vector and the moment of imbalance (unbalanced forces) of the rotor, rad.
где Н - расстояние от центра масс ротора до плоскости расположения зоны наибольшего эксплуатационного дисбаланса рабочего органа, м;
Iо - осевой момент инерции ротора, кг•м2;
Iэ - экваториальный момент инерции ротора, кг•м2;
m - масса наибольшего эксплуатационного дисбаланса рабочего органа, кг;
Rm - расстояние от центра масс наибольшего эксплуатационного дисбаланса рабочего органа до оси ротора, м;
М - масса ротора, кг.2. The rotor mechanism according to claim 1, characterized in that the rotor is designed so that the zone of greatest operational imbalance of the working body is located in a horizontal plane located at a distance from the center of mass of the rotor, determined from the ratio
where H is the distance from the center of mass of the rotor to the plane of the zone of the greatest operational imbalance of the working body, m;
I about - the axial moment of inertia of the rotor, kg • m 2 ;
I e - the equatorial moment of inertia of the rotor, kg • m 2 ;
m is the mass of the largest operational imbalance of the working body, kg;
R m is the distance from the center of mass of the largest operational imbalance of the working body to the axis of the rotor, m;
M is the mass of the rotor, kg
где С - коэффициент пропорциональности (с≈60,776);
L - производительность, м3/с;
Р - давление, Па;
ρ - плотность газа, кг/м3.3. The rotor mechanism according to claim 1, characterized in that the gas supply system contains at least one fan with a speed criterion n у less than 200 and a defined ratio
where C is the coefficient of proportionality (s≈60.776);
L - productivity, m 3 / s;
P is the pressure, Pa;
ρ is the gas density, kg / m 3 .
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2000124548A RU2183136C1 (en) | 2000-09-26 | 2000-09-26 | Rotary mechanism for centrifugal plant |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2000124548A RU2183136C1 (en) | 2000-09-26 | 2000-09-26 | Rotary mechanism for centrifugal plant |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2183136C1 true RU2183136C1 (en) | 2002-06-10 |
Family
ID=20240417
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2000124548A RU2183136C1 (en) | 2000-09-26 | 2000-09-26 | Rotary mechanism for centrifugal plant |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2183136C1 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2450863C1 (en) * | 2010-12-13 | 2012-05-20 | Научно-производственное республиканское унитарное предприятие "НПО "Центр" | Centrifugal impact crusher with gas-static bearing |
-
2000
- 2000-09-26 RU RU2000124548A patent/RU2183136C1/en not_active IP Right Cessation
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2450863C1 (en) * | 2010-12-13 | 2012-05-20 | Научно-производственное республиканское унитарное предприятие "НПО "Центр" | Centrifugal impact crusher with gas-static bearing |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| EP1568848B1 (en) | A method and machine for rotor unbalance determination | |
| EP1214152B1 (en) | Centrifuge gyro diaphragm capable of maintaining motor shaft concentricity | |
| CN108430641B (en) | Driving mechanism for inertia cone crusher | |
| US4527910A (en) | Dual clearance squeeze film damper | |
| RU2587704C1 (en) | Conical inertial crusher with upgraded drive | |
| US20100167902A1 (en) | Centrifuge having a rotor having horizontal axis of rotation | |
| US11642678B2 (en) | Torque reaction pulley for an inertia cone crusher | |
| RU2183136C1 (en) | Rotary mechanism for centrifugal plant | |
| JPS5944902B2 (en) | Rotary drive shaft device for high-speed rotating machinery | |
| CA1251334A (en) | Drive shaft assembly | |
| US4655405A (en) | Inertia cone crusher | |
| JP4063327B2 (en) | Supporting bearings for chaptering machines | |
| CN104541076A (en) | Device with rotor, stationary part or stator, and different types of liquid pocket sliders with respective specific functions | |
| RU2259239C1 (en) | Self-balancing vertical rotary mechanism with gas-lubricated support | |
| RU2246055C1 (en) | Vertical rotor installation with gas-static support | |
| RU2222381C1 (en) | Centrifugal apparatus with gas static supporting unit | |
| US4855042A (en) | Apparatus for minimizing reactive forces on a gimbal-mounted centrifuge | |
| RU2236904C1 (en) | Vertical rotary plant with gas-static bearing unit | |
| US2734384A (en) | stewart | |
| RU2302295C1 (en) | Self-balancing vertical rotor mechanism having gas-static bearing unit | |
| SU759124A1 (en) | Inertial cone crusher | |
| Lee et al. | Mode identification for rotating rigid shaft with flexible disks by mode splits | |
| De Santiago et al. | Dynamic response of a rotor-integral squeeze film damper to couple imbalances | |
| Liu et al. | Dynamic Response and Suppression Method of High-Speed Rotors Under the Rotary Inertial Moment | |
| Šimek et al. | Power gyroscopes of stabilizing system |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| MM4A | The patent is invalid due to non-payment of fees |
Effective date: 20170927 |