РАСЧЕТЫ ПО ВИБРАЦИИ И ШУМОПОГЛАЩЕНИЮ, ПОДБОР ВИБРОИЗОЛЯЦИИ В КОМПРЕССОРНОМ ЦЕХЕ

​ 

Исходные данные:

Размер помещения компрессорного цеха - длина 120 м, ширина 12 м. высота 8,85 м. материал стен металлоконструкция с сэндвич панелями потолки и пол металл.

Таблица 1

Характеристики электродвигателя СТД-12500-2 [3]

Масса нагнетателя 25,0 тонн, длинна - 2767 мм, ширина - 2920 мм, высота - 2907 мм.

1. Алгоритм расчета и подбора виброизоляторов для ГПА-17

1.1 Выбирается резина с допустимым напряжением на сжатие [s]_сж (таблица 2).

Таблица 2

Характеристика виброизолирующих материалов

Для виброизолирующего материала выбираем резину средней жестокости с допустимым напряжением на сжатие равным 3·10⁵ Па·(Н/м²) и динамическим модулем упругости равным 250·10⁵ Па·(Н/м²).

1.2. Исходя из конструктивных особенностей машины, задаемся увеличенным числом амортизаторов в 2 раза превышающим число опор ГПА-17 2·n = 8.

1.3. Находим поперечный размер A виброизолятора квадратного сечения, м:

,                                                                                     (1)

где      Q – вес машины, Н;

 – расчетное напряжение сжатия в резине, H/м².

1.4. Полная высота резинового амортизатора определяется из условия:

,                                                                                                  (2)

1.5. Определяем рабочая высота амортизатора, м:

,                                                                                           (3)

1.6. Рассчитываем жесткость одного резинового амортизатора в вертикальном направлении, Н/м:

,                                                                                       (4)

где      E_дин – динамический модуль сдвига, H/м²;

S₁ - площадь поперечного сечения одного виброизолятора, м².

1.7. Определяем частоту собственных вертикальных колебаний виброизолируемого ГПА, Гц:

,                                                                            (5)

1.8. Полученную величину f_0z сравнивают с ее требуемым значением, Гц:

,                                                                                        (6)

где      f_в– частота возмущающей силы, Гц;

Y_z – коэффициент отношения частоты возмущающей силы к частоте собственных колебаний (рекомендуемая величина Y_z³ 3) [12].

1.9. Частота возмущающей силы ГПА-17 равна, Гц:

,                                                                                      (7)

Так как значения частот не сопоставимы, то дальнейший расчет резиновых амортизаторов ведем на расчетную величину собственных колебаний.

Дополнительно рекомендуется выполнить следующие мероприятия:

а) подобрать тип резины с меньшим динамическим модулем упругости;

б) увеличить статистическое напряжение в резине в допустимых пределах;

в) использовать метод виброгашения;

г) использовать другие виды амортизаторов.

10. Определяем граничную частоту, Гц:

,                                                                                      (7)

На резонансной частоте понижается виброизолирующая способность амортизаторов. Чем выше частота по сравнению с f_гр, тем эффективнее влияние прокладок.

1.10. Определяется эффективность прокладок или снижение уровня вибрации:

На частотах выше граничной эффективность DL определяется, дБ:

,                                                                                     (8)

где  – текущая частота возмущающей силы, Гц.

Таким образом, применение резиновых виброизоляторов для газоперекачивающего агрегата ГПА-17 позволяет снизить вибрации на рабочем месте до комфортных значений 93-34,8 = 58,2 дБ, что соответствует допустимым нормативам.

Недостатком резиновых амортизаторов считается их недолговечность, из-за того, что они со временем становятся жестче через 5-7 лет их нужно будет заменить. Поэтому дополнительно выполним расчет на пружинные виброизоляторы.

2. Расчет пружинных виброизоляторов для ГПА-17

Газоперекачивающий агрегат ГПА-17 с электродвигателя СТД-12500-2 и ЦНБ установлены на общей раме. Суммарный вес агрегатов ГПА составляет 250000 Н. Электродвигатель мощностью 12,5 кВт. имеет число оборотов n_э = 3000 об/мин.

Рассчитать пружинные амортизаторы при установке ГПА-17 с агрегатами на массивное железобетонное перекрытие.

2.1 Частота, определяемая работой электродвигателя, по формуле (7):

f_э = 3000 / 60 = 50 Гц

2.2 Зададим частоту собственных колебаний системы f₀  = 5 Гц, что соответствует числу оборотов n = 300 об/мин, а также последующему расчету по формуле (9).

По графику (рис. 1) определим величину статической осадки. При заданной частоте собственных колебаний системы, не совпадающей с частотой возмущающей силы (во избежание резонансных явлений), определяется соответствующее число оборотов n. На графике (рис. 1) при проведении прямой, параллельной оси абсцисс при ординате, соответствующей n до пересечения с пунктирной линией, находится требуемая величина статической осадки амортизаторов . Эта величина и является исходной для расчета пружин амортизатора

x_ст  = 0,01 м.

Из графика следует, что амортизаторы с такой осадкой будут ослаблять вибрации:

- с частотой 50 Гц на 1 % (на 40 дБ).

2.2 Жесткость пружин амортизаторов по формуле составит:

,                                                                                           (9)

где      с – жесткость пружин всех амортизаторов, Н/м;

P – суммарный вес агрегата вместе с основанием крепления, Н;

х_ст – статическая осадка амортизатора, м.

с’ = 250000 / 0,01 = 25000000 = 2,5∙10⁷ Н/м.

Рисунок 1. График для расчета виброизоляции агрегатов:

к – коэффициент виброизоляции или передачи колебаний основанию (в скобках указано ослабление в дБ); – статическая осадка упругих амортизаторов под действием веса агрегата

2.3 Принимая, что монтаж агрегатов выполнен на четырех амортизаторах, получаем жесткость каждого амортизатора по формуле (10):

,                                                                                               (10)

где  – жесткость пружины каждого амортизатора, Н/м.

с’ = 2,5∙10⁷ / 4 = 6,25∙10⁶ Н/м.

2.4 Вводя запас прочности (принимая расчетную нагрузку Р^’ = 65000 Н), определим статическую осадку пружины по формуле (11):

Если учесть возможность использования этих же амортизаторов для больших нагрузок (т. е. вводя запас прочности), можно увеличивать нагрузку на одну пружину Рˊ и соответствующую ей статическую осадку :

                                                                                       (11)

при той же жесткости .

 = 6,5∙10⁴ /6,25∙10⁶  = 0,0104 м.

2.5 Приняв средний радиус витка пружины по конструктивным соображениям r = 0,035 м и допустимое напряжение на кручение для пружиной стали R_s = 4,3 × 10⁸ Па, по формуле (12) определим диаметр проволоки пружины:

,                                                                        (12)

где d – диаметр проволоки пружины, м;

r – средний радиус витка пружины (принимается по конструктивным соображениям), м;

– расчетная нагрузка на одну пружину, Н;

 R_s – допустимое напряжение на кручение, Па, для пружинной стали  Па (Н/м²).

м

2.6 Число рабочих витков пружины по формуле (13):

,                                                                            (13)

где      m –  число рабочих витков пружины, ед;

d   –  диаметр проволоки пружины, м;

G – модуль упругости на сдвиг, Па, для пружинной стали  Па (Н / м²);

r – средний радиус витка пружины, м;

 – жесткость пружины, Н / м.

2.7 Полное число витков пружины по формуле (14) составляет:

,                                                                                         (14)

где      m_п – полное число витков пружины, ед.;

m – число рабочих витков пружины, ед.;

–  число нерабочих витков пружины, ед.

Число нерабочих витков пружины  принимается равным 1,5 витка на оба торца при m < 7 и 2,5 витка при m > 7.

2.8 Высота пружины в свободном состоянии по формуле (15):

, м,                                                                         (15)

где   H₀  – высота пружины в свободном состоянии, м;

d  – диаметр проволоки, м;        

m –  число рабочих витков пружины, ед.;

 – статическая осадка амортизатора, м.

2.9 Высота пружины под рабочей нагрузкой по формуле (16):

.                                                                                      (16)

По условию обеспечения необходимой устойчивости пружины, работающей на сжатие, отношение высоты пружины Н₀ к ее среднему диаметру D не должно превышать 2:

,                                                                                      (17)

где      D = 2r – средний диаметр пружины, м;

r – средний радиус пружины, м.

2.10 Проверяем пружину на устойчивость по формуле (17):

.

Условие (17) не выполняется, поэтому достаточно увеличить средний радиус витка пружины r принять более 0,04 м либо возможно увеличить число пружин до 8.

2.11 Длина проволоки, необходимая для навивки пружины, по формуле (18):

,                                                                                   (18)

где      l – длина проволоки для навивки пружины, м;

r – средний радиус витка пружины, м;

m_n – полное число витков пружины, ед.

.

2.12 Выберем пружину, наиболее близко подходящую по расчётным параметрам.

Таблица 3

Марка пружины 2712.31.788

Характеристика марки стали для пружины 2712.31.788:

Пружинная легированная 65Г ГОСТ 14959-79.

Допускаемое напряжение сдвига при кручении, Н/м² принимаем тяжелый режим работы [t] =3,92 10⁸ Н/м²

Принимаем за , с Маркой Стали 65Г (ГОСТ 14959-79).

2 Расчет эффективности звукопоглощения в компрессорном цехе

Характеристикой звукопоглощения ограждающих конструкций является эквивалентная площадь звукопоглощения, определяемая на среднегеометрических октавных частотах по формуле, м²:

,                                                                                          (1)

где A_ij – эквивалентная площадь звукопоглощения i-й ограждающей конструкции на j-й среднегеометрической октавной частоте, м²;

α_ij – коэффициент звукопоглощения i-й ограждающей конструкции на j-й среднегеометрической октавной частоте;

S_i – площадь i-й ограждающей конструкции, м².

При оценке эффективности звукопоглощения определяется суммарная эквивалентная площадь звукопоглощения всех ограждающих конструкций помещения по формуле, м²:

             .                                                                                         (2)

Снижение шума в помещении за счет звукопоглощения определяется по формуле, дБ:

,                                                                               (3)

где ΔL_j – снижение шума на j-й среднегеометрической октавной частоте, дБ;

А₁ – суммарная эквивалентная площадь звукопоглощения всех ограждающих конструкций помещения до облицовки, определяемая по формуле (4.2), м²;

А₂ – то же после облицовки, м².

Исследования и расчеты показывают, что звукопоглощение, как мера защиты от шума, может быть эффективной, если превышение уровней звукового давления над допустимыми составляет не более 8…10 дБ [6,7].

Оценить эффективность звукопоглощения в помещении компрессорного цеха после облицовки потолка звукопоглощающими материалами. Уровни звукового давления на рабочем месте машиниста в дБ и коэффициенты звукопоглощения ограждающих конструкций представлены в табл. 4, площади поверхностей ограждений компрессорного цеха – в табл. 5.

Таблица 4

Исходные данные для расчета эффективности звукопоглощения

Таблица 5

Площади поверхностей ограждений компрессорного цеха

Результаты расчетов представлены в таблице 6.

Таблица 6

Результаты расчета эффективности звукопоглощения

Снижение шума в помещении за счет звукопоглощения определяется по формуле (3), дБ, начиная с частоты 250 Гц:

На частоте 500 Гц:

,

На частоте 1000 Гц:

,

На частоте 2000 Гц:

,

На частоте 4000 Гц:

,

На частоте 8000 Гц:

,

Как следует из результатов расчетов за счет облицовки только потолка и стен помещения компрессорного цеха можно снизить уровни звукового давления на 8,4 дБ, что недостаточно, так как превышение максимального уровня звука над ПДУ составляет 16 дБ.

Фактический максимальный уровень звука после акустической обработки цеха станет равен: L_А = 96-8,4 = 87,6дБА.

Звукопоглощающая облицовка снизит класс условий труда в компрессорном цехе по шумовому фактору с 3.3 до 3.2.

Список литературы:

1. Литвинова Н.А. Проектирование систем безопасности процессов и производств: учебное пособие // Н.А. Литвинова. – Тюмень: ТИУ, 2021. – 93 с.
2. Зинкин В.Н. Гигиеническая характеристика акустической обстановки на предприятиях газовой промышленности // ЗНиСО. 2016. №5 (278). [электронный ресурс] — Режим доступа. — URL: https://cyberleninka.ru/article/n/gigienicheskaya-harakteristika-akusticheskoy-obstanovki-na-predpriyatiyah-gazovoy-promyshlennosti (дата обращения: 01.12.2022).
3. Терехов А.Л., Сидорина А.В. Повышение безопасности эксплуатации технологических трубопроводов методами звукоизоляции // Газовая промышленность. 2018. №5 (768). [электронный ресурс] — Режим доступа. —  URL: https://cyberleninka.ru/article/n/povyshenie-bezopasnosti-ekspluatatsii-tehnologicheskih-truboprovodov-metodami-zvukoizolyatsii (дата обращения: 29.11.2022).
4. Терехов А. Л. Шум, как источник профессиональных рисков на предприятиях транспорта и потребления газа // Транспорт на альтернативном топливе. 2017. №6 (60). [электронный ресурс] — Режим доступа. — URL: https://cyberleninka.ru/article/n/shum-kak-istochnik-professionalnyh-riskov-na-predpriyatiyah-transporta-i-potrebleniya-gaza (дата обращения: 01.12.2022).