автореферат диссертации по технологии, машинам и оборудованию лесозаготовок, лесного хозяйства, деревопереработки и химической переработки биомассы дерева, 05.21.03, диссертация на тему:Разработка методов вибрационного расчета и виброзащиты валов бумагоделательных машин

УРАЛЬСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ ЛЕСОТЕХНИЧЕСКАЯ

г"; " • Г; .] АКАДЕМИЯ (УГЛТА) . i J и г*

') О *' ■ ;

• На правах рукописи

КУЦУБИНА НЕЛЛИ ВАЛЕРЬЕВНА

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ ВИБРАЦИОННОГО РАСЧЕТА И Б'ИБРОЗАЩИТЫ ВАЛОВ БУМАГОДЕЛАТЕЛЬНЫХ МАШИН

lb.21.Ui - Технология И аоорукишппе лпмпЧёСпСл ЙС^Р^ЕСТ^

древесины; химия дргвескны

Автореферат диссертации :га сскскгняе ученой степени кандидата технических наук

Екатеринбург 1993

Работа выполнена на кафедре "Машины и оборудование целлюло: но-бумажных производств" Уральской государственной лесотеэ нической академии

Научный руководитель - кандидат технических наук,

профессор Санников A.A.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Л-Т. Анкудинов кандидат технических наук, доцент М.Г. Близоруков

Ведущая организация - Акционерное общество

"Ижтяжбуммаш"

Защита диссертации состоится 16 апреля 1998 года в 10-Ю часов на заседании диссертационного Совета Д 063.35.02 в Уральской государственной лесотехнической академии (г. Екатеринбург, Сибирский тракт, 37).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке УГЛТА.

\

Просим Ваши отзывы на автореферат в ДВУХ ЭКЗЕМПЛЯРАХ С ПОД ПИСЬЮ, ЗАВЕРЕННОЙ ГЕРБОВОЙ ПЕЧАТЬЮ, направить по адресу 620032 г. Екатеринбург, Сибирский тракт, 37 УГЛТА Ученому секретарю Совета Факс: (3432) 24-03-37

Автореферат разослан февраля 1998 года

Ученый секретарь диссертационного Совета канд. техн. наук, доцент

Подп. в печать fQ.PJlM,Объем 1 п.л. Зак. N Тираж 100 Уральская государственная лесотехническая академия 620032, Екатеринбург, Сибирский тракт,37 Отдел оперативной полиграфии

^ Г.В. Никулина

- з -

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Для выработки бумаги и картона в целлю-лозно-буматаых производствах используются бумагоделательные и картоноделательные машины (далее БМ), основными конструктивными и технологическими элементами которых являются валы и цилиндры (далее валы). В соответствии с общей.тенденцией развития машиностроения увеличиваются рабочие параметры БМ с одновременным снижением их металлоемкости, что приводит к возрастанию их виброактиЕности. Вибрация снижает показатели надежности БМ, отрицательно влияет на качественные показатели бумаги. Реиение проблемы виброзащиты БМ актуально.

Основными источниками вибрации БМ являются валы. Выбор и реализация методов виброзащиты валов невозможны без их вибрационного расчета. Поэтому главная цель работы - разработка методов вибрационного расчета валов БМ, методов их виброзаздаты.

Для достижения намеченной цели решаются следующие задачи: моделирование, теоретические и экспериментальные исследования поперечно-изгибных, крутильно-вращательных и аксиальных колебаний валов;

разработка методов вибрационного расчета .валов,-идентификация вибрации валов при эксплуатации БМ; разработка методов впброзациты валов.

Автор защищает расчетные модели и методы расчета поперечно-изгибных, крутильно-вращательных и аксиальных колебаний одиночных валов, в том числе уникальных: отсасывающих и с регулируемым прогибом, а также систем валов; методы виброзащиты валов; обоснование необходимости и технической возможности проектирования гибких валов скоростных БМ.

Научная новизна работы заключается в комплексности исследований поперечно-изгибных, крутильно-вращательных и аксиальных колебаний валов, в том числе в их взаимосвязи; в моделировании и методах расчета всех видов колебаний систем валов , в том числе уникальных валов: отсасывающих и с регулируемым прогибом; в обосновании необходимости и технической возможности проектирования гибких валов скоростных БМ.

Практическая значимость заключается в применении разработанных методов вибрационных расчетов валов БМ и в использовании ме-

тодов их виброзащиты на целлюлозно-бумажных предприятиях и заво дах бумагоделательного машиностроения. Материалы работы служа основанием для уточнения нормативов на вибрацию валов БМ.

Реализация результатов работа. Результаты работы рекомендо ваны для внедрения и частично внедрены в АО "Котласский ЦБК", АО "Архангельский ЦБК", использованы в учебном процессе.

Апробация работы. Материалы исследований обсуждались на тре областных научно-технических конференциях "Вклад ученых и специалистов в развитие химико-лесного комплекса" в 1993, 19S5 и 19£ г.одах, на постоянно действующем научно-техническом семинаре щ Уральском отделении^наук^ Гидроакустические процессы в технолог! ях, оборудовании и сооружениях отраслей лесопромышленного komi лекса" в 1996 и 1997 годах.:

Публикации. Материалы диссертации опубликованы в 15 работа'

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введени. пяти разделов, основных выводов, списка литературы (127 наимек ваний) и приложений. Общий объем работы 120 страниц основно текста, 54 рисунка и 13 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, сфс мулированы цель и задачи исследований, приведены основные полог ния, выносимые на защиту.

В первом разделе описано состояние вопроса и сделана пос новка задачи исследований.

БМ представляют собой многороторные агрегаты с систем взаимосвязанных валов. Интенсивность вибрации БМ определяет прежде всего виброактивностью валов. Валы БМ отличаются многс разием и различным функциональным назначением, многие из них у кальны, не имеют аналогов в машинах других отраслей промышлен> ти. По исследованию вибрации и виброзавдте БМ, в том числе Baj имеется значительное количество работ, включая диссертаций! (Б.Ф. Балеев, A.M. Витвинин, М.А. Дсшгин, В.П. Сиваков). Ан< работ отечественных и зарубежных исследований показывает, чг< настоящее время выявлены основные источники и причины вибр. валов, разработаны нормы на неуравновешенность и вибрацию ва приближенные методы расчета их критических скоростей. Наиб

одно исследованы колебания батарей валов каландров. Между тем, омплексные исследования вибрации валов БМ в их взаимной связи не роизводились. Не исследованы аксиальные колебания валов, попе-ечно-изгибные колебания сложных валов (отсасывающих, с регулиру-мым прогибом и др.), крутильно-вращательные колебания систем ва-ов. Не систематизированы и не имеют достаточного научного обос-ования методы виброзащиты валов БМ.

По исследованию виброакгивносги к виброзащите валов машин ругих отраслей промышленности, преимущественно энергетики, ищется многочисленные и глубокие исследования. Значительное разви-и'е теория колебаний валов .получила в связи с разработкой методов средств да балансировки. Но эти работы не могут использоваться ля вибрационного расчета и виброзащиты валов БМ без дополнитель-ых исследований из-за специфических особенностей последних.

Анализ отечественных и зарубежных публикаций позеолил сфор-улировать задачи исследований, изложенные в общей характеристике аботы.

Второй раздел посвящен моделированию и исследован™ попереч-о-изгибных колебаний наиболее распространенных трубчатых валов М. Эти валы межопорные, вращаются в самоустанавливающихся двух-ядных сферических подпятниках качения, по образующей ваш кон-актируют с сеткой, сукном, бумагой или сопрягаемыми валами. Кор-уса подшипников крепятся на станине или на нарнирных рычагах, асса и жесткость опорных конструкций корпусов подшипников соиз-еримы с массой и жесткостью самого вала.

Расчетная схема, вала принимается в виде вращающейся балки на арнирных упруго-демпфирующих сосредоточенных опорах, связанных с риведенными к корпусам •подшипников массами поддерживающих конс-рукций, и опорах, распределенных по длине образующей вала. Приеденные к корпусам подшипников массы связаны со стойкой также пруго-демпфирующими опорами. Не учитываются инерция поворота се-ения вала, деформации сдвига.и гироскопические моменты. Масса ала равномерно распределена по длине пролета, площадь сечения остоянна по всей длине вала. Упругая податливость цапф вала от-есена к опорам. Рассеивание энергии учитывается только в опорах, лавные оси жесткости подшипников качения и опорных'конструкций :орпусов подшипников совпадают, распределенная, реакция сетки сукна, бумаги) или сопрягаемого ваза лежит в одной плоскости с

одной из главных осей жесткости опор. Конструкция вала и ег< опорных конструкций симметрична относительно оси машины. Колебания рассматриваются независимо в двух плоскостях, в которых лежа' главные оси жесткости опор.

Расчетная схема вала представлена на рис. 1, где обозначено: pi - линейная плотность (распределенная масса) вала; Е - модуль продольной упругости материала вала; I - момент инерции сечения вала-, (о - частота вращения вала;

Cz; bz - коэффициенты жесткости и неупругого сопротивления цапф irtk - масса корпуса подшипника с приведенными к нему массам! опорных конструкций: рычагов, станины, фундамента;

Ск.; Ьк - коэффициенты жесткости и неупругого сопротивления опорных конструкций корпуса подшипника;

Со; Ьо - коэффициенты жесткости и неупругого сопротивления сетю отнесенные к единице длины вала. Колебания вала, возбуждаемые силами инерции неуравновешенны масс, описываются следующим дифференциальным уравнением:

Е I 942/Эу4+ pi dzz/dtz+ Ьо 32/91+ C0z = pi е(у) u2 eos ut. (1 Граничные условия уравнения (1) определяются из равенств нулю моментов на опорах и по величине реакций опоры на вал, кото рая определяется коэффициентами Cz; bz и параметрами относигель ных перемещений опорных точек вала и корпусов подшипников. Коле бания корпусов подшипников описываются обыкновенными дифференци альными уравнениями второго порядка.

Критические частоты вращения валов, равные низшим собствен ным частотам их колебаний, определяются из однородных чаете уравнения (1) и уравнений колебаний корпусов подшипников (бе правых частей и без учета неупругих сопротивлений). Показано, чт расчетная модель вала сводится к вращающейся балке на упругом ос новании с сосредоточенными упругими опорами, имеющими приведена жесткости Спр

СПр = Cz(Ck - w2ozmk)ACz+(Ck-w2ozmk)3, (<

где íúoz ~ собственная частота колебаний вала в плоскости ZOY.

Получено следующее уравнение для определения собственш частот колебаний вала

2 sh X sin X + 2 К (sh X eos X - sin X ch X) +

+ К2 (1 - ch X eos X) = О, С

* I У

-гл ис'о

'Ш

■ -ткл См

ьЛ

ш

Ь»

Рис. 1:. Расчетная схема вала

' Iе I 1*1 А

ШШШЗы

Рис. 2. ОбоОценная динамическая модель сложных валов

_8 "

где X = /р! й)2ог 14/(Е I) - п ; К = Х3/п0;

П; По - относительные жесткости упругого основания (сукна, сетки.' и упругих опор,

71 = Со 14/(Е I); Т)о = Спр 13/(Е I).

Критические частоты валов зависят от относительных жесткос тей упругого распределенного основания и и упругих сосредоточен ных опор Но- С увеличением п критические частоты валов возраста ют. При и < 0,5 жесткость распределенного основания можно не учи тывать. При По > 800 упругой податливостью сосредоточенных оно можно пренебрегать, при л0 < 0,1 валы можно рассматривать как аб солютно жесткие на упругих опорах.

Из решения уравнения (1) точно определяются параметры вынуэк денных колебаний любой точки вала при принятом положении лини центров. Но действительное положение линии центров реальных вале случайно. При недостоверных источниках колебаний применение то^ ной модели вала, требующей громоздких вычислений, нерациональнс Предложена упрощенная модель вала, основанная на разложении д< формации системы при колебаниях по главным формам соответствующе консервативной системы. По первой форме вал колеблется под дей< твием сил инерции статически неуравновешенного вала, по втор< форме - под действием сил инерции вала, имеющего моментную не; равновешенность. В работе приведены дифференциальные уравнен: колебаний вала по упрощенной модели и их решение.

В частном случае, когда подшипниковые опоры валов размещаю ся на шарнирных рычагах, вал принимается недсформируемым на упр го-демпфирующих шарнирных опорах. В работе рассматриваются мете вибрационного расчета таких валов при силовом, кинематическом параметрическом возбуждении. В последнем случае колебания вг описываются линейным дифференциальным уравнением с периодичес изменяющимся коэффициентом жесткости. Выявлены области устода вости таких уравнений и дано приближенное решение.

В третьем разделе рассмотрены моделирование и исследоваз колебаний батарей валов, крутильно-вращательных колебаний сие валов, аксиальные колебания и особенности вибрационного расч уникальных валов.

В расчетной модели батареи валов принято, что каждый вал вершает колебания," подобные колебаниям жесткого вала на рычаг Посредством распределенных опор валы связаны между собой, коле

!я их описываются системой взаимосвязанных линейных дифференци-сьных уравнений.

В БМ используются уникальные валы: отсасывающие, гранитные, регулируемым прогибом. Особенностью этих ватов является наличие вух соосных взаимосвязанных элементов. В отсасывающих валах та-ими элементами являются вращающаяся рубашка вала и неподвижная эмера. В валах с регулируемым прогибом на гидроподдержке соосны-и элементами являются неподвижная ось и вращающаяся рубашка, вязанные жидкостью, подшипниками качения и уплотнениями.

Обобщенная динамическая модель сложных валов представляет обой две однопролетные балки с линейными и угловыми упруго-демп-ирующими опорами по их концам, имеющими между собой сосредото-енные и распределенные упруго-демпфирующие связи (рис. 2). На |Исунке обозначено: Ек, Рк., Бк, 1к и Ер, рр, Бр, 1р - модуль уп-1угости и плотность материала, площадь и момент инерции сечения ¡ответственно оси (сердечника, камеры) и рубашки вала; Сь Ьн д = 1,2, .... 6) и Сщ, Ьщ а = 3, 6) - коэффициенты жесткости I неупругих сопротивлений сосредоточенных опор соответственно ли-{ейные и угловые (вращательные); С0р, Ьор, 0ок, Ь0к - коэффициенты жесткости и неупругих сопротивлений распределенных опор соответственно между рубашкой вала и внешней опорой (сеткой, сукном, бумагой, сопрягаемым валом), между рубашкой вала и камерой

(осью); Вк и В - длины распределенных опор; а± (I = 1, 2.....5)

- расстояния между опорами.

Динамические модели конкретных валов являются частными случаями обобщенной динамической модели. Например, в модели отсасывающих валов отсутствуют опоры ИиЕиа4 = а5 = 0.

В общем случае параметры поперечного сечения, погонная масса могут быть переменными по длине, но в любом случае их можнс представить кусочно-постоянными. В расчетной модели балки разбиваются на участки с постоянными значениями массово-жесткостныл характеристик. Причем для обеих балок границы участков должнь совпадать. Для каждого участка составляются дифференциальные уравнения в частных производных, подобных уравнению (1) с граничными условиями по концам. В разделе рассматривается метод решеню этой системы уравнений применительно к отсасывающему валу. Рассмотрены' точная и приближенная модели. Причем в последней модел) рубашка и камера приняты жесткими. Приведен., также приближенны:

- 10 -

метод вибрационного расчета вала с регулируемым прогибом.

Привод секции БМ осуществляется от двигателей потоянного тока через редуктор, промежуточный вал и муфты. Валы секций имеют между собой упругие связи. Некоторые валы установлены на шарнирных рычагах. Ваш на рычагах (рис. 3) совершают два вида взаимосвязанных колебаний: вращательные совместно с рычагом относительно оси вращения рычага (4) и_относительно собственной оси (5) 8к Фк + Ьк(к+1) гк Л1к(к+1) + Ьк(к_1) Гк А1к(к-1) + + Ск(к+1) Гк Д1к(к+1) + Ск(к-1) Гк Д1к(к-1) = Мк(Ь); (4)

%Г2акФак + ЬакФак + Сак<?ак + Ьк(к+1) ак(к+1) Л1к(к+1) + + Ьк(к-1) ак(к-1) к(к-1) + Ск(к+1) ак(к+1) Д1к(к+и + (5) + Ск(к-1) ^(к-1) А1кСк-1) = Шк ек Шк2 ак соэ . В тех случаях, когда к-тый вал приводной, к системе уравнений (4,5) присоединяется уравнение моментов электродвигателя бдфд + ЬДк(Фд - Фк) + Сдк(ч)д - Фк) = Мо " Ь о)д -- Тя Сбдыд + Сдк(<Рд - Фк) + Ьдк(Фд - Фк)], (6)

а в левую часть уравнения (4) добавляются слагаемые ЬДк(фк - <Рд)+

+ СДк(ч>к - Фд).

В уравнениях (4-6) обозначено: Фк - угол поворота 1с-го вала относительно собственной оси вращения; Фак - угол поворота рычага, к-го вала; Шк - масса к-го вала; 6к - момент инерции к-го вала относительно оси его вращения; Гк - радиус рабочей поверхности к-го вала; ДХмк1!) ~ удлинение гибкой связи вала к соответственно с валами (к+1) и (к-1),

Д1к{к±1) = ГкФк + (ак(к±1) + Гк) Фак " Гк±1 Фк±1 " - (ак(к±1) + гк±1) Ф^Г. Mk(t) - момент внешних сил, действующих на к-нй вал; Гак ~ длина рычага к-го вала; акск1!) ~ геометрические размеры; Скск1!.) - коэффициенты жесткости ветвей сетки между к-тым валом и соответственно (к+1) и (к-1); Сак. Ьак - коэффициенты жесткости и неупругих сопротивлений механизма перемещения рычага вала, приведенный к оси качания; шд - частота вращения ротора электродвигателя; Мс - постоянная составляющая момента электродвигателя; Ь - коэффициент, характеризующий уменьшение момента двигателя с увеличение!, частоты вращения ротора электродвигателя; Тя - электромагнитнаг постоянная цепи якоря электродвигателя; СДк, ЬДк - приведении* коэффициенты жесткости и неупругих сопротивлений передаточных механизмов и устройств привода.

Саю&ак

Вы, М-К-4

' Снк-г

8кн, ш

&К.КЧ

Мкц)

'а,к-<; од,*-/-

Ф-к^рг Са,к+1)

Рис. 3.. Динамическая модель валов на рычагах с упругой гибкой связью

В работе приведена методика решения уравнений (4-6) для определения параметров свободных и вынужденных колебаний системь валов с электроприводом.

Источниками аксиальных колебаний валов являются осевые нагрузки в сферических подшипниках, возникающие при перекосе внутреннего кольца подшипника из-за некачественной сборки и при динамическом прогибе вала, кинематические воздействия при колебания) корпусов подшипников от внешних источников, а также автофрикционные воздействия при перекосе сопрягаемых валов. При аксиальны; колебаниях тела качения перемещаются по радиусу сферы наружной кольца подшипника. При перемещении вала,' превышающем "осевую игру", зависящую от величины радиального зазора подшипника, происходит упругий осевой удар тел качения о наружное кольцо.

Расчетная модель аксиальных колебаний валов представлена : виде двухмассовой системы: массы, приведенной к корпусу подлипни ка и тлеющей упруго-демпфирующую связь со стойкой, и массы вала тлеющей ступенчато-линейную упругую связь с первой массой. П этой модели определяются параметры свободных и вынужденных акси альных колебаний валов и опорных конструкций при различных дина мических воздействиях.

В четвертом разделе приведены методика, аппаратура и резуль таты экспериментальных исследований динамических характеристик параметров вынужденных колебаний валов, выполненных автором к ряде предприятий, а также обобщение результатов исследований, вь полненных ранее кафедрой "Машины и оборудование ЦВП" Уральскс государственной лесотехнической академии. Результаты зкспериме! тальных исследований подтверждают обоснованность выбранных рас четных моделей поперечно-изгибных, аксиальных и вращательных к< лебаний валов. В этом же разделе описана методика и резуль та' экспериментального определения динамических характеристик синт тических сеток БМ. На примере БМ N 6 Архангельского ЦБК и N 1, Котласского ЦБК показана методика идентификации вибрации вал путем ее спектрального анализа.

Исследование показало, что основными источниками колебан прессовых валов являются: нецилиндричность рабочих поверхностей перекосы осей сопрягаемых валов; неоднородность упругих свойс сукон. Усугубляющим фактором является неудовлетворительное сос ношение длин сукон и периметров валов. Система пневмоприжима I

ов не может обеспечить эффективного гашения колебаний валов, так ак отношение приведенной жесткости пневмоприжима к контактной есткости валов относительно мало, в системе пневмоприжима мало емпфирование колебаний.

Изношенность и несовершенства зубчатых передач являются ис-'очником крутильно-вращательных колебаний валов и привода БМ.

Пятый раздел посвящен вопросам виброзавдты валов. Дан анализ ¡етодов виброзавдты валов БМ при их проектировании, изготовлении [ эксплуатации. Наиболее приемлемым методом является выбор при гомощи вибрационных расчетов оптимальных. массово-жесткостных ха-эактеристик валов, обеспечивающих параметры вибрации, не превыиа-щие предельно допустимых значений.

Основным расчетным параметром при вибрационном расчете валов ЗМ являются динамические нагрузки от их- неуравновешенности. Рекомендована методика определения этих нагрузок по нормативным значениям дисбалансов валов.

Рекомедуется внести изменение в ГОСТ 26493-85, включив в не.-го искусственное нормирование вибрации по четырем состояниям, а также нормирование крутнлъно-врадательных колебаний валов БМ введением допустимого коэффициента неравномерности вращения валов, находящегося в пределах О,01...О,02.

Валы БМ являются преимущественно жесткими, вращающимися с докритической частотой. Решающим критерием при выборе параметров валов скоростных широкоформатных БМ является их виброактивность. Масса валов резко возрастает с увеличением скорости и ширины машины. Для уменьшения массы валов скоростных БМ, а, следовательно, их стоимости, рекомендуется проектирование валов, работающих в гибком (зарезонансном) режиме путем виброизоляции подшипниковых опор. Для обеспечения возможности работы БМ в широких диапазонах скоростей рекомедуется применение виброизоляторов с регулируемой жесткостью.

Для уменьшения колебаний прессовых валов рекомендовано не применять отношение длин сукон к периметрам валов равным целому числу и кратным 0,5. Диаметры прессовых валов не должны быть кратными._Пневмоприжим валов следует заменять гидроприжимом. Целесообразно применение также фрикционных устройств, связывающих, рычаги прижимных валов со станинами. Разработана методика расчета прижимных валов прессов с фрикционными устройствами. Решения при-

- 14 -

няты для реализации Котласским ЦБК.

Обоснованы методы виброзащиты привода сушильного цилиндра N 6 Архангельского ЦБК, в частности, вибродемпфирующего устро! тва редуктора. Конструкция внедрена на предприятии. Динамичеа модель привода, разработанная для конкретных условий, приго; для исследования крутильно-вращательных колебаний привода лю< секции БМ.

ВЫВОДЫ

1.. Валы и цилиндры являются основными конструктивными э. ментами БМ. Они образуют системы. Некоторые валы уникальны, имеют аналогов в других машинах. Вибрация БМ зависит от вибро; тивности валов. Проблема вибрационного расчета и виброзадиты в; лов БМ актуальна.

2. Произведено моделирование и исследование свободных и ! нуаденных поперечно-изгибных, крутильно-вращательных и аксиаль; колебаний валов, в том числе отсасывающих и с регулируемым про: бом на гидроподдеркке, а также систем валов. Разработаны мет! вибрационных расчетов валов.

3. Экспериментальные исследования подтвердили обоснованно принятых расчетных моделей. Предложена идентификация вибрации ее спектральному составу. Экспериментально определены динамич кие характеристики синтетических сеток БМ.

4. Предложено нормирование вибрации валов по четырем сосг ниям, а также нормирование 1футильно-вращательных колебаний ва

5. Обоснована целесообразность и техническая возможно проектирования валов, работающих в гибком (зарезонансном) рея путем виброизоляции подшипниковых опор с виброизоляторами регу руемой жесткости.

6. Разработаны методы виброзащиты валов. На примере БМ хангельского и Котласского ЦБК показаны методы идентификации е рации валов. Разработаны рекомендации по виброзащите прессс валов, сушильного цилиндра и привода конкретных машин. Рекомек ции приняты для внедрения.

7. Материалы исследований используются в учебном процесс курсе "Виброзащита и акустическая динамика машин".

- 15 -

Основные положения диссертации изложены в следующих публикациях:

1. Бровин H.A., Куцубина Н.В., Санников A.A. Идентификация ибрации и виброзащита четырехвального пресса бумагоделательной эшины N 1 Котласского ЦБК // Вклад ученых и специалистов в раз-итие химико-лесного комплекса: Тез. докл. обл. науч.-технич. энф. - Екатеринбург, 1993. - С. 101-102.

2. Куцубина Н.В., Санников A.A. Виброактивность и методы иброзащиты отсасывающих валов бумагоделательных машин // Вклад чёных и специалистов в развитие химико-лесного комплекса: Тез. окл. обл. науч.-технич. конф. - Екатеринбург, 1993. - С.102.

3. Куцубина Н.В. Исследование динамических характеристик интетических сеток бумагоделательных машин // Машины и аппараты .еллюлозно-бумажного производства: Межвуз. сб. науч. тр. i.-Пб., 1994. - С.88-89.

4. Санников A.A., Куцубина Н.В. Моделирование колебаний ва-юв бумагоделательных и отделочных машин // Машины и аппараты (еллюлозно-бумажного производства: Межвуз. сб. науч. тр. З.-Пб., 1994. - С. 90-94.

5. Куцубина Н.В., Горбов E.H. Методика определения диначи-1еских характеристик синтетических сеток бумагоделательных машин V Вклад ученых и специалистов в развитие химико-лесного комплекса: Тез. докл. обл. науч.-технич. конф. - Екатеринбург, 1995. -2.225.

6. Бровйн H.A., Куцубина Н.В., Санников A.A. 0.некоторых источниках и причинах колебаний прессовых валов // Вклад ученых и специалистов в развитие химико-лесного комплекса: Тез. докл. обл. науч.- технич. конф. - Екатеринбург, 1995. - С.226.

7. Куцубина Н.В., Зонов Е.А., Санников A.A. Вибрация привода сушильного цилиндра одноцилиндровой бумагоделательной машины // Вклад ученых и специалистов в развитие химико-лесного комплекса: Тез. докл. обл. науч. -технич. конф. - Екатеринбург, 1995. -С.228.

8. Куцубина Н.В. Параметрические колебания валов бумагоделательных машин //. Вклад ученых и специалистов в развитие химико-лесного комплекса: Тез. докл. обл. науч.-технич. конф. - Екатеринбург, 1995. - С.229.

. - 16 -

9. Куцубина Н.В.,Санников A.A. Поперечно-изгибные колебаа валов // В кн.: Виброакустические процессы в оборудовании целш лозно-бумажных производств. / Под ред. В.Н. Старжинского, А., Санникова. - Екатеринбург: Уральск, гос. лесотехн. акад., 1995. С.80-93.

10. Куцубина Н.В., Зонов Е.А., Санников A.A. Виброактивнос подшипников качения валов //В кн.: Виброакустические процессы оборудовании целлюлозно-бумажных производств / Под ред. В.] Старжинского, A.A. Санникова. - Екатеринбург: Уральск, гос. лео техн. акад., 1995. - С.93-100.

11. Куцубина Н.В., Санников A.A. Вибрация валов на рычаг; // 'В кн.: Виброакустические процессы в оборудовании целлюло: но-бумачшых производств / Под ред. В.Н. Старжинского, A.A. Санн; кова. - Екатеринбург: Уральск, гос. лесотехн. акад., 1995. С.100-106.

12. Куцубина Н.В., Зарубин С.А., 'Санников A.A. Колебания в, лов в батареях // В кн.: Виброакустические процессы в оборудов, нии целлюлозно-бумажных производств / Под ред. В.Н. Старжинског) A.A. Санникова. - Екатеринбург: Уральск, гос. лесотехн. акад 1995, - С.124-129.

13. Куцубина Н.В., Санников A.A. Вибрационный расчет сложи; валов БМ. Аксиальные колебания валов // В кн.: Виброакустическ проектирование оборудования целлюлозно-бумажных и деревообрабат; вающих производств / Под ред.. В.Н. Старжинского, A.A. Санников - Екатеринбург: Уральск, гос. лесотехн. акад., 1996. - С.140-16

14. Куцубина Н.В., Санников A.A. Крутильно-вращательные к лебания валов и цилиндров бумагоделательных и отделочных машин в кн.: Виброакустическое премирование оборудования целлюло но-бумажных и деревообрабатывающих производств / Под ред. В. Старжинского, A.A. Санникова. - Екатеринбург: Уральск, гос. лес техн. акад., 1996. - С.234-257.

15. Куцубина Н.В. Крутильно-вращательные колебания сист валов бумагоделательных машин // Вклад ученых и специалистов развитие химико-лесного комплекса: Тез. докл. обл, науч. -технк конф. - Екатеринбург, 1997. - С.265-266.