автореферат диссертации по технологии, машинам и оборудованию лесозаготовок, лесного хозяйства, деревопереработки и химической переработки биомассы дерева, 05.21.03, диссертация на тему:Вибрационное проектирование и диагностирование дисковых мельниц

На правах рукописи

ЧИМДЕ АНДРЕИ ГЕННАДЬЕВИЧ

ВИБРАЦИОННОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ДИАГНОСТИРОВАНИЕ ДИСКОВЫХ МЕЛЬНИЦ

05.21.03 -Технология и оборудование химической переработки биомассы дерева; химия древесины

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Екатеринбург-2004

Работа выполнена в Уральском государственном лесотехническом университете

Научный руководитель

доктор технических наук, профессор Санников Александр Александрович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Анкудинов Дмитрий Тимофеевич

доктор технических наук, профессор Комиссаров Анатолий Петрович

Ведущая организация

ОАО «Соликамскбумпром», г. Соликамск

Защита состоится 24 декабря 2004 г. в 13-00 на заседании диссертационного совета Д 212.281.02 в Уральском государственном лесотехническом университете, 620100, г. Екатеринбург, ул. Сибирский тракт, 37, ауд. 1-401

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Уральского государственного лесотехнического университета.

Автореферат разослан 23 ноября 2004 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

Подп. в печать 18.11.2004 г. Объем 1 п.л. Заказ №_

Тираж 100

Уральский государственный лесотехнический университет 620100, Екатеринбург, Сибирский тракт, 37. Отдел оперативной полиграфии

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы.

В целлюлозно-бумажной промышленности выпуск волокнистых материалов непрерывно увеличивается с ростом экономических показателей всей отрасли. Основным фактором, влияющим на качество волокнистых материалов, является их размол. Наибольшее распространение среди размалывающих машин получили дисковые мельницы (МД). МД предназначены для размола волокнистых материалов, щепы, целлюлозы, бумажной массы, домола отходов сортирования древесной массы. Основными преимуществами МД являются: меньший удельный расход энергии на размол, чем у конических мельниц; простота обслуживания и замены гарнитуры; возможность достижения требуемой точности обработки размалывающих поверхностей; широкая область применения.

Тенденции развития древесно-массного производства таковы, что предприятия стремятся сокращать содержание в бумажной массе целлюлозы и дефибрерной древесной массы и увеличивать содержание размалываемой массы, производимой из щепы. МД являются основными агрегатами, входящими в состав поточных линий производства целлюлозы, древесной массы из щепы, бумаги и картона и роль их возрастает. Отказ МД и простой приводят к значительному экономическому ущербу.

Увеличение мощности с одновременным снижением металлоемкости МД приводят к увеличению виброактивности машин. Вибрация отрицательно воздействует на МД и на поддерживающую конструкцию, снижая выносливость и долговечность составных частей. Одним из путей совершенствования конструкции и снижения затрат на эксплуатацию МД являются вибрационные проектирование и диагностирование мельниц. При вибрационном проектировании разрабатываются оптимальные режимы работы и конструктивные решения, способствующие снижению виброактивности МД. Внедрение в производство вибрационной диагностики способствует снижению затрат на техническое обслуживание и ремонт, сокращению плановых и неплановых простоев и, в целом, - повышению эффективности работы МД.

Целью диссертационной работы является повышение эффективности работы МД путем их виброзащиты и вибродиагностики на основе теоретических и экспериментальных исследований их вибрации. Для достижения поставленной цели решаются следующие задачи:

разработка динамической модели наиболее распространенного типа

МД;

теоретические и экспериментальные исследования виброакустических процессов в мельницах;

разработка методов и технических решений по виброзащите и вибродиагностике МД.

Таким образом, решение перечисленных задач является актуальным.

Методика исследований. Моделирование и исследование колебаний МД произведено на основе конечно-элементного метода моделирования динамических процессов, теории колебаний, основных положений динамики машин и сооружений. Обработка результатов теоретических и экспериментальных исследований выполнена на ЭВМ и электронного микропроцессорного прибора для обработки данных с использованием стандартных программ.

Научная новизна работы.

Моделирование и исследование колебаний основных элементов МД (ротора и статора). На основе конечно-элементного метода произведен модальный и частотный анализ элементов при случайном и детерминированном воздействиях. Исследованы методы виброзащиты МД.

Разработана и освоена методика экспериментального исследования колебаний конструктивных элементов МД на основе многофункционального аналогово-цифрового преобразователя Handyscope 3 и персонального компьютера типа Notebook с программным обеспечением. Выявлены структурные параметры технического состояния подшипников, муфт, электродвигателей и гарнитуры МД и определены их диагностические признаки. Уточнены нормативные параметры вибрации и отклонений дисков ротора и статора МД при перекосе.

На защиту выносятся методы вибрационного проектирования, виброзащиты МД и их фундаментов, а также вибрационного диагностирования МД.

Достоверность основных положений и рекомендаций подтверждена сходимостью экспериментальных результатов и теоретических положений; хорошим совпадением характера распределения амплитуд виброускорения откликов модели и спектров экспериментальных исследований на собственных частотах; использованием современных средств измерения и анализа вибрации, а также использованием разработанного математического аппарата.

Практическая ценность работы заключается в том, что разработанные методы вибрационного проектирования и диагностирования позволяют решить научно-техническую задачу повышения эффективности МД. В частности приведены зависимости для расчета динамических нагрузок на междуэтажные перекрытия при групповом воздействии МД. Разработаны рекомендации по виброизоляции и динамическому виброгашению МД. Новый подход к решению проблем вибрационного проектирования оборудования ЦБП с использованием современных вычислительных программ позволяет более точно и в кратчайшие сроки провести детальное исследование динамических моделей. Предложен и использован принципиально новый виброизмерительный комплекс.

Реализация результатов работы заключается в использовании методов диагностирования оборудования на ОАО «Соликамскбумпром» (г. Соликамск), а также в учебном процессе, курсовом и дипломном проектировании, в курсе «Оборудование производства бумажной массы».

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены на межгосударственном научно-техническом семинаре «Виброакустические процессы в технологиях, оборудовании и сооружениях лесопромышленного комплекса» 23-25 ноября 1999 г. (УГЛТА, Екатеринбург); международном научно-техническом семинаре «Виброакустическое проектирование и вибрационная диагностика машин, оборудования и сооружений» (УГЛТУ, Екатеринбург, 2002); научно-технической конференции «Динамика, виброзащита и борьба с шумом оборудования лесного комплекса» посвященной памяти проф. М.П. Чижевского (УГЛТУ, Екатеринбург, 2003); научно-технической конференции студентов и аспирантов (УГЛТУ, Екатеринбург, 2004); международной научно-технической конференции, посвященной 75-летию АЛТИ-АГТУ «Современная наука и образование в решении проблем экономики Европейского Севера» (АГТУ, Архангельск, 2004); международной научно-технической интернет-конференции «Лесной комплекс: состояние и перспективы развития» (БГИТА, Брянск, 2004).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ.

Работа выполнялась в рамках госбюджетной темы по единому наряд-заказу Минобразования РФ.

Объем и структура диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы и приложения. Она включает 164 стр., из них 105 стр. основного текста, 65 ил., 7 табл., 111 наименований использованных источников, в том числе 16 иностранных и приложение.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертационной работы, определены ее цель и задачи, положения, выносимые на защиту, показаны научная новизна и практическая ценность работы.

1. Состояние вопроса и постановка задачи

МД являются машинами с повышенной динамичностью и виброактивностью. В первом разделе проведен обзорный анализ работ по вибрации МД и агрегатов подобного МД. Приведена классификация МД и размалывающей гарнитуры и устройство наиболее распространенных одно-

дисковых МД с консольным расположением диска на примере МД-2Ш6. Проведен анализ современных представлений о процессе размола и тенденций развития геометрии гарнитуры. Различные аспекты теории размола расмаривались В.Н. Гончаровым, Е.Е. Савитским, Ю.Д. Алашкевичем, В.Ф. Пашинским и др. Последние и значимые для развития теории размола публикации в иностранной прессе принадлежат К. Kure, E. ШгЬэшп и S. Ruottu. Активные научные исследования в области оптимизации размольного узла МД проводятся в ряде научно-исследовательских организаций США, Канады и Финляндии.

По исследованию вибрации, виброзащите и диагностике МД опубликовано достаточно работ, значительное количество из которых принадлежат ученым Уральского лесотехнического института (УЛТИ-УГЛТА-УГЛТУ). Наиболее фундаментальной в области вибрации МД является работа С.Н. Вихарева. Вопросам виброзащиты и диагностики однороторных агрегатов подобных МД посвящено множество книг и статей. Обобщение многих работ изложено в справочниках и монографиях.

Исходя из проведенного анализа литературных источников, с учетом поставленной цели исследования, в настоящей работе решаются следующие задачи:

разработка динамической модели наиболее распространенных одно-дисковых МД с консольным расположением ротора;

теоретические и экспериментальные исследования виброакустических процессов в мельницах;

разработка методов и технических решений по виброзащите и вибродиагностике МД.

2. Разработка численного метода моделирования динамики дисковых мельниц

Основополагающим этапом идентификации динамических процессов, решения задач виброзащиты и диагностики МД является разработка динамической модели с целью исследования основных закономерностей колебаний элементов агрегата. Раздел посвящен разработке и исследованию динамической модели основных элементов (статора и ротора) одно-дисковых МД с консольным расположением ротора, на основе конечно-элементного метода с учетом их упругости и упругой податливости волокнистой прослойки.

В любой динамической модели, в том числе в рассматриваемой, важнейшей составной частью являются динамические воздействия, генерирующие вибрацию. Динамические воздействия, возникающие в камере размола МД, разделяются на периодические и случайные составляющие. Периодические воздействия волокнистой прослойки обусловлены локальными пульсациями давления и сил резания, а случайная составляющая не-

равномерностью по времени физических свойств размалываемого материала и характером импульсов гидродинамического давления процесса размола.

Основные элементы МД ротор и статор при динамических воздействиях со стороны камеры размола совершают поступательно-вращательные колебания в трех взаимно перпендикулярных направлениях. Ротор и статор, как упругие тела, испытывают три основных вида деформации - из-гибные, продольные и поперечные.

В разделе разработана методика определения коэффициентов жесткости анизотропных подшипниковых опор, а также контакта статора и корпуса МД. Предложена методика определения упругоподатливых характеристик волокнистой прослойки с переменными коэффициентами жесткости различных участков по радиусу камеры размола.

В методе конечных элементов динамическая модель разбивается на однотипные элементы, числом которых достигается приближение к исходной системе. Ротор и статор в предложенной модели представляются в виде трехмерных твердотельных конечных элементов с восемью узлами, имеющими три степени свободы в каждом узле. Подшипниковые опоры, свойства волокнистой прослойки и контакта статора с корпусом МД представляются в виде конечных элементов с двумя узлами с одной степенью свободы для каждого. Данный конечный элемент состоит из параллельно соединенных демпфера и пружины и обладает свойствами упругих и неупругих сопротивлений.

Движение динамической системы описывается уравнением Лагран-жа второго рода, трансформацией этого уравнения в МКЭ является уравнение:

где матрицы масс, демпфирования и жесткости системы;

векторы перемещений узлов и их производные; обобщенные силы.

Решение данного уравнения ищется в виде

Процедура создания и расчета модели включает построение модели, приложение нагрузок, граничных условий, получение и анализ результатов.

Основным результатом моделирования является определение форм и собственных частот колебаний конструкции в результате модального анализа, построение амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) в результате анализа на гармоническое воздействие и построение отклика от случайного воздействия в виде спектральной плотности мощности (PSD). Решение модели определялось на отрезке от 0 до 5000 Гц, для захвата области интересующих собственных частот. Нагрузки прикладывались на узлы конечных элементов внутренних граней статора и ротора зоны размола в

осевом направлении при гармоническом анализе в виде единичных распределенных сил, эквивалентных сосредоточенной нагрузке 1Н, а при спектральном анализе - в виде PSD единичных распределенных сил эквивалентных сосредоточенной нагрузке 1Н2/Гц. При возбуждении единичными нагрузками отклики модели являются передаточными функциями.

При модальном анализе определены частоты и формы собственных колебаний модели МД на жестких и упругоподатливых опорах. На интервале от 0 до 5000 Гц система имеет 94 собственные частоты при упругоподатливых опорах и 62 частоты при жестких опорах. Одна из характерных мод изгибных колебаний системы на упругоподатливых опорах приведена на рис. 1. Рассчитанные собственные частоты колебаний по модам разделяются на 7 видов (табл. 1).

Рис. 1. Изгибная форма свободных колебаний системы на собственной частоте 3436 Гц

Таблица 1

Виды собственных форм колебаний модели МД

№ Вид колебаний Количество рассчитанных мод колебаний

упругоподатливые опоры жесткие опоры

1 изгибные ротора 22 18

2 осевые ротора 7 6

3 крутильные ротора 4 4

4 изгибные диска ротора 14 16

5 изгибные статора 40 14

6 осевые статора 5 3

7 крутильные статора 2 1

ВСЕГО 94 62

На основе полученных решений модального анализа сделан вывод, что введение упругой податливости подшипниковых опор и контакта статора с корпусом МД приводит к понижению собственных частот изгибных и осевых колебаний конструкции, к повышению собственных частот крутильных колебаний ротора. Упругая податливость статора существенно увеличивает количество форм его изгибных колебаний.

При гармоническом анализе построены передаточные функции виброперемещений, в виде АЧХ, для характерных узлов модели и выявлены закономерности распределения амплитуд отклика на собственных частотах. Уравнение решения представляет собой для этого анализа специальный случай общего уравнения движения (1), в котором вынуждающая сила {F(t)} является синусоидальной функцией времени с известной амплитудой Fa, частотой со и фазовым углом |3:

Анализ АЧХ узлов конечных элементов модели показывает, что при возбуждении гармонической нагрузкой в осевом направлении, отклики узлов в осевом, вертикальном и горизонтальном направлениях содержат ярко выраженные пики амплитуд мод собственных осевых колебаний статора и ротора модели на частотах:

ротора 193.83, 878.37, 1511.5, 2799.8,3792.7,4550.8, 4986.1 Гц; статора 463.75, 1219.7, 2277.7, 3187.2, 3939.5 Гц. В некоторых узлах статора проявляются собственные частоты изгибных колебаний статора, но вклад их незначителен. На рис.2а в качестве примера приведена передаточная функция отклика приводного подшипника ротора модели, где максимальные пики амплитуд находятся в низкочастотной области и с увеличением частоты их уровень снижается, что характерно, в целом, для всех узлов модели. а) хЮ"1" б) х10"2

S

s

я

1 4

5

2

С. О

С

1 1

-

1

1

1 i

Ь- \d 1 " г 1 1 ~

5

г

В 1

>> о

с/3

а.

2500

5000 Частота. Гц

1

1

1

;

!

1

1

1

i г !

2500

5000 Частота. Гц

Рис. 2. Передаточные функции модели в осевом направлении:

а) АЧХ перемещения приводного подшипника ротора МД;

б) PSD ускорения внешнего кольца статора МД.

При спектральном анализе построены отклики PSD виброперемещения и виброускорения наиболее характерных узлов конструкции и определены закономерности распределения мощности вибрации по собственным частотам модели. Спектральный анализ проводился, как и предыдущие анализы, на отрезке от 0 до 5000 Гц. Воздействие описывалось в виде бе-

лого шума на всем частотном диапазоне. На рис.2б в качестве примера приведена передаточная функция отклика внешнего кольца статора МД.

Разработанная конечно-элементная модель позволила определить свободные и вынужденные колебания МД, что необходимо при разработке методов их виброзащиты и вибродиагностики.

3. Экспериментальные исследования параметров вибрации и вибрационное диагностирование дисковых мельниц

Экспериментальные исследования проводились с целью определения источников возбуждения вибрации МД и подтверждения достоверности модели и основных положений работы, изложенных в теоретической части. Параметры вибрации исследовались в производственных условиях предприятия ОАО «Соликамскбумпром» на дисковых мельницах рафинерного узла древесно-массного производства и рафинерах узла ТММ. В разделе приведены методика и результаты экспериментальных исследований вибрации МД при установившемся режиме работы, а также отражены методы и средства диагностирования.

Для измерения и анализа вибрации предложен и использовался мощный двухканальный виброизмерительный комплекс (рис.3) на основе следующей аппаратуры:

электронного микропроцессорного прибора Handyscope 3 фирмы «TiePie engineering» предназначенный для преобразования аналогового электрического сигнала в цифровой вид с последующей обработкой при помощи алгоритма быстрого преобразования Фурье в спектральный вид;

измерителей шума и вибрации ВШВ-003 отечественного производства с предусилителями ПМ-3 и вибропреобразователями ДН-3, ДН-13;

персонального компьютера Notebook «Brava-4115COMBO» на основе процессора Pentium 4-2800С/800 с установленным программным обеспечением Handyscope 3 версии для операционных систем Windows 98/ME/2000/XP.

Основой виброизмерительного комплекса является мощный многофункциональный прибор Handyscope 3, имеющий два канала, двенадцать разрядов с частотой оцифровки 5 млн. выборок в секунду, количество линий может составлять от 32 до 32768, при этом верхний предел диапазона частот составляет до 5 МГц. Кроме высокой разрешающей способности, что ставит данный комплекс в один ряд с самыми современными виброа-нализирующими комплексами, предусмотрена запись полученных данных

Рис.3. Схема виброизмерительного комплекса

в цифровом формате, что позволяет обрабатывать данные в других специализированных математических программах.

Для подтверждения основных теоретических концепций и диагностирования МД замеры вибрации снимались со всех дисковых мельниц рафинерного узла древесно-массного производства ОАО «Соликамскбум-пром», работающих на момент проведения экспериментов в технологическом потоке производства, а именно две МД-4Ш6, две МДС-33, МД-2Ш6. Кроме этого измерения проводились на рафинере TWIN 66 первой ступени ТММ и рафинере второй ступени TWIN 60 производства фирмы «Andritz». Также измерялась вибрация мельницы «Спраут-Вальдрен», работающей на домоле целлюлозы в составе системы массоподвода бумагоделательных машин.

Измерялись спектры виброускорения для выявления частотного состава и временные зависимости для проверки процесса на стационарность. Спектры измерялись в частотном диапазоне от 0 до 5000 Гц, при этом шаг дискретизации составлял 2,44 Гц и 1,22 Гц, что достаточно для выявления наименьших модулируемых частотных компонент. Для исключения ложных частот применялось окно Хамминга.

Собственная частота колебаний гарнитуры измерялась по временной зависимости вибрационного сигнала гарнитуры Р-1000-002, установленной на статор МД-ЗШ7, возбуждаемой ударом специального обрезинен-ного молотка. В этом случае шаг дискретизации вибрационного сигнала составлял 10-5 сек. Полученные данные обрабатывались по разработанной методике, которая пригодна для исследования и других агрегатов.

В спектре вибрации измеряемых точек МД наблюдаются три компоненты: периодические составляющие и их гармоники, вызванные дефектами и отклонениями механической части; собственные частоты различных узлов МД во всем диапазоне, а также шумовая компонента. Спектр виброускорения содержит множество собственных частот различных узлов МД и чем ближе к точке измерения находится узел, тем лучше проявляется его собственная частота. Каждая из компонент возбуждающих гармонических сил может совпасть с собственными частотами отдельных узлов машин, что приводит к резкому росту величины вибрации на этой частоте. Случайные воздействия не имеют строго фиксированной частоты, а энергия колебаний расположена в широком частотном диапазоне. При этом происходит возбуждение колебания конструкции на собственных частотах.

На рис.4 приведен для примера спектр вибрации внешнего кольца статора мельницы МД-2Ш6. Из рисунка видно проявление собственных частот осевых колебаний статора на частотах совпадающих с шестой, четырнадцатой и тридцать пятой гармоническими составляющими секторной частоты определяемой по формуле:

где f^ - частота вращения ротора МД, Гц;

06

■з

s 05

I ©

I 04 О

|02

01

14fc

1400

[

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500

4000 4500 5000

Частота, Гц

i - количество сегментов гарнитуры на диске ротора или статора; j — количество секторов с одинаковым рисунком на сегменте гарнитуры.

0 7,-,-,-,-1--.--,-,-,--Спектр со-

держит множество гармоник секторной частоты, частоты вращения, вокруг резонансных частот наблюдаются боковые частоты, отличающиеся на оборотную частоту и субгармоники оборотной частоты (1/2, 1/3 Спектр так же содержит собственные частоты, но распределение амплитуды между ними разное. Вторая собственная частота осевых колебаний статора выше, чем первая (600 и 1400 Гц), это распределение подтверждается результатами моделирования распределения PSD на внешнем кольце статора МД-2Ш6 (рис.2б).

В разделе выявлены структурные параметры технического состояния (дефекты) подшипников, муфт, электродвигателей и гарнитуры МД и определены их диагностические признаки. Основными дефектами гарнитуры являются: зазубренность, износ, выщербление, скругление ножей гарнитуры, кавитационный износ, коррозия. Дефекты, вызывающие пульсацию давления в камере размола (отклонения сегментов, зазубренность и сильный износ ножей гарнитуры) возбуждают колебания в высокочастотной области на собственных частотах узлов, расположенных близко к источнику возбуждения. Признаками появления и развития этих дефектов являются повышение уровня периодических составляющих гармоник секторной частоты в высокочастотной области и появление множества боковых частот, отличающихся на оборотную частоту, и ее низшие гармоники.

В результате экспериментальных исследований установлено, что основными частотами возбуждающих колебания сил являются секторные и оборотные частоты МД. В спектрах четко проявляются собственные час-

Рис. 4. Спектр виброускорения статора в точке на внешнем кольце в осевом направлении МД-2Ш6

тоты колебаний различных узлов МД, модулируемых оборотными и секторными частотами гарнитуры мельниц, а также комбинационные частоты.

Процессы в камере размола являются мощными источниками возбуждения вибрации МД, существенно превышающих по мощности вибрацию от дефектов подшипников, муфт и других узлов. Поэтому диагностику подшипников, роторов и муфт МД, необходимо проводить на холостом ходу мельниц, а также проводить измерения вибрации в непосредственной близости от диагностируемого узла. Достоверность диагностирования резко увеличивается, если кроме спектров низко- и среднечастотной вибрации корпуса машины и подшипниковых узлов измерять спектры огибающей вибрационного сигнала. В этом случае по данным анализа подшипниковых составляющих вибрации и вибрации на частотах, кратных частоте вращения, можно значительно точнее определять величину дефекта.

4. Виброзащита и вибрационное проектирование дисковых мельниц

Под виброзащитой МД понимается комплекс мероприятий, направленных на уменьшение параметров вибрации МД и поддерживающих ее конструкций. Методами виброзащиты МД являются: виброизоляция, динамическое виброгашение, уравновешивание ротора, вибродемпфирование, изменение конструктивных элементов и поддержание машины в исправном состоянии. В разделе рассматриваются уравновешивание роторов МД, групповое воздействие МД на поддерживающую конструкцию, приводятся нормы вибрации при моментной неуравновешенности, исследуется возможность виброизоляции и динамического виброгашения МД.

Неуравновешенность роторов МД состоит из механической, гидравлической и гидродинамической составляющих. Основной является механическая неуравновешенность. Механическая и гидродинамическая неуравновешенности проявляются на гармониках оборотной частоты, а гидравлическая - на частоте, меньшей оборотной. Чем выше концентрация и чем выше содержание пара в массе, тем выше вклад гидродинамической неуравновешенности.

Вибрация является интегральным количественным показателем качества конструкции, изготовления, монтажа оборудования и технического состояния его составных частей при эксплуатации. Нормирование вибрации заключается в установлении допустимых параметров вибрации, т.е. таких параметров, ниже которых есть уверенность, что машина находится в работоспособном состоянии. Качество и состояние оборудования определяются путем сопоставления измеренных параметров вибрации с допустимыми значениями. В разделе уточнены нормы среднеквадратического значения виброскорости вибрации подшипников МД согласно новейшим стандартам ИСО.

Повышенная вибрация дисков в камере размола приводит к повышенному и неравномерному износу гарнитуры, что влияет на ее долговечность и на качество вырабатываемой продукции. Поэтому требуется обоснование нормируемых параметров вибрации и уточнение границ зон, характеризующих техническое состояние размольной камеры МД. Основными критериями при нормировании вибрации МД являются: нагруженность, прочность конструкции МД и параметры технологического процесса. Нормативное отклонение диска ротора необходимо определять исходя из технологического критерия. Предельный перекос поверхности диска не должен превышать диаметр волокна, что принимается за граничное значение между зонами А и В состояний в соответствии с требованиями ГОСТ ИСО 10816-1-97. Остальные граничные значения принимаются отличающимися в 2,5 раза, что соответствует практике нормирования вибрации.

Часто МД устанавливаются в поточные линии на междуэтажные перекрытия цехов. В этом случае источниками вибрации междуэтажных перекрытий является групповое динамическое воздействие всех МД. Для привода МД, как правило, используются синхронные электродвигатели. Нередко на производстве устанавливаются МД с одной скоростью вращения ротора. Источником вибрации междуэтажных перекрытий при групповой установке МД является интегральное динамическое воздействие всех МД. В разделе предложены зависимости для расчета динамических нагрузок на междуэтажные перекрытия при групповом воздействии.

МД совместно с электродвигателями устанавливаются на фундаментные блоки, опирающиеся на междуэтажные перекрытия производственных зданий, или устанавливаются на массивные фундаменты. Фундаментные блоки рафинеров устанавливаются часто на виброизоляторах. Виброизолированная конструкция работает в зарезонансном режиме. К рафинерам подводятся трубопроводы различного назначения, поэтому необходимо проводить виброизоляцию МД совместно с мероприятиями по уменьшению вибрации виброизолированной конструкции. Виброизоляцией достигается два результата: уменьшение динамических нагрузок на поддерживающие конструкции и снижение параметров вибрации самой машины. В разделе рассматриваются решения обеих задач виброизоляции.

Для уменьшения вибрации виброизолированного блока совместно с МД возможно применение динамических гасителей. Возможность их применения обуславливается тем, что синхронный электропривод обеспечивает постоянную частоту вращения ротора МД. Динамические гасители представляют собой массы металлические или бетонные, опирающиеся на виброизолированный блок через упругие элементы таким образом, чтобы собственная частота колебаний этих масс гасителей совпадала с частотой вращения МД. Суммарная масса всех гасителей принимается в пределах 5-10% от массы виброизолированного блока с МД. При применении ди-

намических гасителеи, симметрично расположенных относительно оси мельницы, гашение происходит не только вертикальных, но и поворотных колебаний относительно оси проходящей через центр масс.

В разделе приведены формулы для определения собственных частот вертикальных и горизонтально-поворотных колебаний виброизолированного блока. Произведено моделирование и исследование вертикальных и горизонтально-поворотных колебаний виброизолированного фундаментного блока совместно с МД и динамическими гасителями вертикального типа применительно к рафинеру TWIN 66 ОАО «Соликамскбумпром». Исследования моделей проводилось при различной степени демпфирования и частотных отношениях.

Демпфирование гасителей вносит в динамическую систему существенное влияние. Наиболее эффективно применение гасителей для МД с синхронным электроприводом с минимальным демпфированием, что позволяет устанавливать гасители без специальных демпфирующих устройств. При большом демпфировании (коэффициент усиления колебаний при резонансе равен частотное отношение снижение уровня

колебаний наблюдается в 2,7 раза, при меньшем (Нрг=20) - уже в 10 раз (рис.5).

Применение динамических гасителей виброизолированных МД не эффективно. Наибольший эффект гашения колебаний фундамента МД достигается без виброизоляции при настройке гасителей на резонансные и околорезонансные частоты колебаний.

Целесообразно применение гасителей, когда при проектировании конструкций не удается уйти от резонансных и околорезонансных колебаний при установке МД на междуэтажные перекрытия, а также, когда при эксплуатации, из-за смены режима работы, появления дефектов и т.д., появляются резонансные колебания.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. МД являются машинами с повышенной динамичностью и виброактивностью. С целью разработки методов диагностики и виброзащиты МД произведено моделирование и исследование колебаний основных элементов МД ротора и статора на основе конечно-элементного метода, произведен модальный и частотный анализ при случайном и детерминированном воздействиях.

2. При модальном анализе определены собственные частоты и формы колебаний системы. Показано, что введение упругой податливости подшипниковых опор и контакта статора с корпусом МД приводит к понижению собственных частот изгибных и осевых колебаний конструкции, к повышению собственных частот крутильных колебаний ротора.

3. Построены передаточные функции для характерных узлов модели откликов спектральной плотности виброперемещения и виброускорения при случайном возбуждении и откликов виброперемещения при детерминированном воздействии. Выявлены закономерности распределения амплитуд откликов вибрации по собственным частотам модели.

4. Предложен и освоен мощный двухканальный виброизмерительный комплекс на основе двух измерителей вибрации ВШВ-003, многофункционального аналого-цифрового преобразователя Handyscope 3 и ПЭВМ типа Notebook с программой обработки данных при помощи быстрого преобразования Фурье. Разработана методика экспериментального определения собственных частот и вынужденных колебаний конструктивных элементов МД, которая пригодна для исследования других агрегатов.

5. Процессы в камере размола являются мощными источниками возбуждения вибрации МД, существенно превышающих по мощности вибрацию от дефектов подшипников, муфт и других узлов. Установлено, что основными частотами возбуждающих колебания сил являются секторные и оборотные частоты МД. В спектрах четко проявляются собственные частоты колебаний различных узлов МД, модулируемые оборотными и секторными частотами гарнитуры мельниц, а также комбинационные частоты.

6. Выявлены структурные параметры технического состояния подшипников, муфт, электродвигателей и гарнитуры МД и определены их диагностические признаки.

7. Неуравновешенность роторов МД состоит из механической, гидравлической и гидродинамической составляющих. Основной является механическая неуравновешенность. Механическая и гидродинамическая неуравновешенности проявляются на гармониках оборотной частоты, а гидравлическая - на частоте, меньшей оборотной. Чем выше концентрация и чем выше содержание пара в массе, тем выше вклад гидродинамической неуравновешенности.

8. Уточнены нормы среднеквадратического значения виброскорости вибрации подшипников МД согласно новейшим стандартам ИСО. Определены нормы отклонений дисков ротора и статора МД при перекосе с учетом граничных зон состояний и градации МД по размерам диска ротора. Основным и определяющим критерием при обосновании норм является влияние отклонений дисков на технологический процесс.

9. Приведены зависимости для расчета динамических нагрузок на междуэтажные перекрытия при групповом воздействии МД.

10. Произведено моделирование и исследование вертикальных и горизонтально-поворотных колебаний виброизолированного фундаментного блока совместно с МД и динамическими гасителями вертикального типа. Симметричное расположение вертикальных гасителей позволяет гасить колебания МД не только в вертикальном направлении, но и горизонтально-поворотные колебания. Наибольший эффект гашения колебаний достигается при настройке гасителей на резонансные и околорезонансные частоты колебаний при минимальном демпфировании.

Основные положения диссертации опубликованы в работах:

1. Чимде А.Г., Бровин Н.А. Моделирование вибрационных процессов однороторных машин // Вибрация. Шум. Вибродиагностика: Матер. Меж-гос. науч.-техн. семинара «Виброакустические процессы в технологиях, оборудовании и сооружениях лесопромышленного комплекса». 23-25 ноября 1999 г. / Урал. гос. лесотехн. акад. Екатеринбург, 2000. - С. 87-95.

2. Исследование методов виброакустического проектирования машин, оборудования и сооружений отраслей лесопромышленного комплекса: Отчет о НИР / Уральск, лесотехн. ун-т; руководитель В.Н. Старжин-ский, отв. исполнитель А.А. Санников. - ГР 01970002539; Инв. 03200205285. - Екатеринбург, 2001.-168 с.

3. Чимде А.Г., Санников А.А. Динамические процессы в дисковых мельницах // Материалы научно-технической конференции студентов и аспирантов: материалы научн.-техн. конф. / Урал. гос. лесотехн. ун-т. Екатеринбург, 2004. - С. 210-211.

4. Чимде А.Г. Частотный состав вибрации размольного узла дисковых мельниц // Материалы международной научно-технической конференции, посвященной 75-летию АЛТИ-АГТУ, том 1 «Современная наука и образование в решении проблем экономики Европейского Севера» / Издательство АГТУ. Архангельск, 2004.-С. 326-327.

5. Чимде А.Г. Опыт определения собственных частот колебаний гарнитуры дисковых мельниц // Материалы международной научно-технической конференции, посвященной 75-летию АЛТИ-АГТУ, том 1

«Современная наука и образование в решении проблем экономики Европейского Севера» / Издательство АГТУ. Архангельск, 2004. - С. 328.

6. Чимде А.Г. Виброзащита дисковых мельниц при производстве древесноволокнистых материалов // Актуальные проблемы лесного комплекса: Сб. науч. тр., вып. 9. Брянск, БГИТА, 2004. - С. 171-172.

7. Тойбич СВ., Чимде А.Г. Виброизмерительный аппаратно-программный комплекс // Практика приборостроения. Екатеринбург, 2004. -№3.- С. 84-87.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу: 620100, г. Екатеринбург, ул. Сибирский тракт, 37, УГЛТУ, ученому секретарю диссертационного совета. Тел.: (343) 261-67-05, факс: (343) 261-67-05, e-mail: bsovet@usfeu.ru

P25 6 1 Ö

Введение.

1. Состояние вопроса и постановка задачи.

1.1. Назначение, устройство и классификация дисковых мельниц.

1.2. Гарнитура дисковых мельниц.

1.3. Теоретические представления о процессе размола.

1.4. Анализ работ по виброзащите и диагностике дисковых мельниц.

1.5. Анализ работ по виброзащите и диагностике однороторных агрегатов.

1.6. Выводы по разделу и постановка задачи исследований.

2. Разработка численного метода моделирования динамики дисковых мельниц.

2.1. Постановка задачи.

2.2. Динамическая модель дисковых мельниц с консольным расположением ротора.

2.3. Динамические воздействия.

2.4. Моделирование подшипниковых опор и контакта крепления статора и гарнитуры.

2.4.1. Коэффициенты жесткости подшипниковых опор.

2.4.2. Коэффициенты жесткости контакта креплений статора к корпусу мельницы и гарнитуры к статору.

2.4.3. Упрощение модели.

2.5. Моделирование упругодемпфирующих характеристик волокнистой прослойки.

2.6. Конечно-элементная модель дисковой мельницы МД-2Ш6.

2.6.1. Общие сведения.

2.6.2. Описание конечных элементов.

2.6.3. Конечно-элементная модель.

2.7. Обсуждение результатов моделирования.

2.7.1 . Модальный анализ.

2.7.2. Гармонический анализ.,.

2.7.3. Спектральный анализ на случайное воздействие.

2.8. Выводы по разделу.

3. Экспериментальное исследование параметров вибрации и. вибрационное диагностирование дисковых мельниц.

3.1. Измерительная аппаратура, использованная при проведении эксперимента.

3.2. Методика измерений вибрации в производственных условиях.

3.3. Обсуждение результатов экспериментальных исследований.

3.4. Структурные параметры технического состояния дисковых мельниц.

3.5. Обсуждение результатов диагностирования.

3.6. Выводы по разделу.

4. Виброзащита и вибрационное проектирование дисковых мельниц.

4.1. Постановка задачи и классификация методов виброзащиты дисковых мельниц.

4.2. Уравновешивание роторов.

4.2.1. Анализ неуравновешенности роторов дисковых мельниц.

4.2.2. Нормирование отклонения диска ротора.

4.3. Виброзащита строительных конструкций при групповом динамическом воздействии дисковых мельниц.

4.4. Виброизоляция и динамическое виброгашение дисковых мельниц.

4.1. Вертикальные колебания дисковых мельниц.

4.4.2. Горизонтально-поворотные колебания дисковых мельниц.

4.5. Выводы по разделу.

В целлюлозно-бумажной промышленности (ЦБП) за последние годы выпуск волокнистых материалов непрерывно увеличивается с ростом, в целом, всей отрасли. Основным фактором, влияющим на качество волокнистых материалов, является их размол. Наибольшее распространение среди размалывающих машин получили дисковые мельницы (МД). МД предназначены для размола волокнистых материалов, щепы, целлюлозы, бумажной массы, домола отходов сортирования древесной массы. Основными преимуществами МД являются: меньший удельный расход энергии на размол, простота обслуживания и замены гарнитуры, возможность достижения требуемой точности обработки размалывающих поверхностей, широкая область применения.

Тенденции развития древесно-массного производства таковы, что предприятия стремятся экономить на производстве целлюлозы и дефибрерной древесной массы, сокращая их содержание в бумажной массе и увеличивать содержание размалываемой массы, производимой из цепы. Таким образом, МД являются одним из основных агрегатов, входящих в состав поточных линий производства целлюлозы, древесной массы из щепы, бумаги и картона и роль их возрастает. Отказ МД и простой приводят к значительному экономическому ущербу.

Увеличение мощности с одновременным снижением металлоемкости МД приводят к увеличению виброактивности машин. Вибрация отрицательно воздействует на МД и на поддерживающую конструкцию, снижая выносливость и долговечность составных частей. Одним из путей совершенствования конструкции и снижения затрат на эксплуатацию МД являются вибрационное проектирование и диагностирование мельниц. При вибрационном проектировании разрабатываются оптимальные режимы работы и конструктивные решения, способствующие снижению виброактивности МД. Внедрение в производство вибрационной диагностики способствует снижению затрат на техническое обслуживание и ремонт, сокращению плановых и неплановых простоев и, в целом, - повышению эффективности работы МД.

Целью диссертационной работы является повышение эффективности работы МД путем их виброзащиты и вибродиагностики на основе теоретических и экспериментальных исследований их вибрации. Для достижения поставленной цели решаются следующие задачи: разработка динамической модели наиболее распространенного типа МД; теоретические и экспериментальные исследования виброакустических процессов в мельницах; разработка методов и технических решений по виброзащите и вибродиагностике МД.

Таким образом, решение перечисленных задач является актуальным. Методика исследований. Моделирование и исследование колебаний МД произведено на основе конечно-элементного метода моделирования динамических процессов, теории колебаний, основных положений динамики машин и сооружений. Обработка результатов теоретических и экспериментальных исследований выполнена на ЭВМ и электронного микропроцессорного прибора для обработки данных с использованием стандартных программ. Научная новизна работы.

Моделирование и исследование колебаний основных элементов МД (ротора и статора). На основе конечно-элементного метода произведен модальный и частотный анализ элементов при случайном и детерминированном воздействиях. Исследованы методы виброзащиты МД.

Разработана и освоена методика экспериментального исследования колебаний конструктивных элементов МД на основе многофункционального анало-гово-цифрового преобразователя Handyscope 3 и персонального компьютера типа Notebook с программным обеспечением. Выявлены структурные параметры технического состояния подшипников, муфт, электродвигателей и гарнитуры МД и определены их диагностические признаки. Уточнены нормативные параметры вибрации и отклонений дисков ротора и статора МД при перекосе.

На защиту выносятся методы вибрационного проектирования, виброзащиты МД и их фундаментов, а также вибрационного диагностирования МД.

Достоверность основных положений и рекомендаций подтверждена сходимостью экспериментальных результатов и теоретических положений; хорошим совпадением характера распределения амплитуд виброускорения откликов модели и спектров экспериментальных исследований на собственных частотах; использованием современных средств измерения и анализа вибрации, а также использованием разработанного математического аппарата.

Практическая ценность работы заключается в том, что разработанные методы вибрационного проектирования и диагностирования позволяют решить научно-техническую задачу повышения эффективности МД. В частности приведены зависимости для расчета динамических нагрузок при групповом воздействии МД на междуэтажные перекрытия. Разработаны рекомендации по виброизоляции и динамическому виброгашению МД. Новый подход к решению проблем вибрационного проектирования оборудования ЦБП с использованием современных вычислительных программ позволяет провести детальное исследование динамических моделей. Предложенный виброизмерительный прибор может быть использован и для исследований вибрации других агрегатов.

Реализация результатов работы заключается в использовании методов диагностирования оборудования на ОАО «Соликамскбумпром» (г. Соликамск), а также в учебном процессе, курсовом и дипломном проектировании, в курсе «Оборудование производства бумажной массы».

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены на межгосударственном научно-техническом семинаре «Виброакустические процессы в технологиях, оборудовании и сооружениях лесопромышленного комплекса» 23-25 ноября 1999 г. (УГЛТА, Екатеринбург); международном научно-техническом семинаре «Виброакустическое проектирование и вибрационная диагностика машин, оборудования и сооружений» (УГЛТУ, Екатеринбург, 2002); научно-технической конференции «Динамика, виброзащита и борьба с шумом оборудования лесного комплекса» посвященной памяти проф. М.П. Чижевского (УГЛТУ, Екатеринбург, 2003); научно-технической конференции студентов и аспирантов (УГЛТУ, Екатеринбург, 2004); международной научно-технической конференции, посвященной 75-летию АЛТИ-АГТУ «Современная наука и образование в решении проблем экономики Европейского Севера» (АГТУ, Архангельск, 2004); международной научно-технической интернет-конференции «Лесной комплекс: состояние и перспективы развития» (БГИТА, Брянск, 2004).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ.

Работа выполнялась в рамках госбюджетной темы по единому наряд-заказу Минобразования РФ [1].

Объем и структура диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы и приложения. Она включает 164 стр., из них 105 стр. основного текста, 65 ил., 7 табл., 111 наименований использованных источников, в том числе 16 иностранных и приложение.

4.5. Выводы по разделу

1. Для виброзащиты МД приемлемы виброизоляция, динамическое виброгашение, уравновешивание ротора, вибродемпфирование, изменение конструктивных элементов и поддержание машины в исправном состоянии.

2. Неуравновешенность роторов МД состоит из механической, гидравлической и гидродинамической составляющих. Основной является механическая неуравновешенность. Механическая и гидродинамическая неуравновешенности проявляются на гармониках оборотной частоты, а гидравлическая - на частоте, меньшей оборотной. Чем выше концентрация и чем выше содержание пара в массе, тем выше вклад гидродинамической неуравновешенности.

3. Уточнены нормы среднеквадратического значения виброскорости вибрации подшипников МД согласно новейшим стандартам ИСО.

4. Определены нормы отклонений дисков ротора и статора МД при перекосе с учетом граничных зон состояний и градации МД по размерам диска ротора. Основным и определяющим критерием при обосновании норм является влияние отклонений дисков на технологический процесс.

5. Источником вибрации междуэтажных перекрытий при групповой установке МД является интегральное динамическое воздействие всех МД. Предложены зависимости для динамического расчета междуэтажных перекрытий.

6. Произведено моделирование и исследование вертикальных и горизоц-тально-поворотных колебаний виброизолированного фундаментного блока совместно с МД и динамическими гасителями вертикального типа. Симметричное расположение вертикальных гасителей позволяет гасить колебания МД не только в вертикальном направлении, но и горизонтально-поворотные колебания. Наибольший эффект гашения колебаний достигается при настройке гасителей на резонансные и околорезонансные частоты колебаний.

7. Демпфирование гасителей вносит в динамическую систему существенное влияние. Наиболее эффективно применение гасителей для МД с синхронным электроприводом с минимальным демпфированием, что позволяет устанавливать гасители без специальных демпфирующих устройств.

139

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. МД являются машинами с повышенной динамичностью и виброактив-ностыо. С целью разработки методов диагностики и виброзащиты МД произведено моделирование и исследование колебаний основных элементов МД ротора и статора на основе конечно-элементного метода, произведен модальный и частотный анализ при случайном и детерминированном воздействиях.

2. При модальном анализе определены собственные частоты и формы колебаний системы. Показано, что введение упругой податливости подшипниковых опор и контакта статора с корпусом МД приводит к понижению собственных частот изгибных и осевых колебаний конструкции, к повышению собственных частот крутильных колебаний ротора.

3. Построены передаточные функции для характерных узлов модели откликов спектральной плотности виброперемещения и виброускорения при случайном возбуждении и откликов виброперемещения при детерминированном воздействии. Выявлены закономерности распределения амплитуд откликов вибрации по собственным частотам модели.

4. Предложен и освоен мощный двухканальный виброизмерительный комплекс на основе двух измерителей вибрации ВШВ-003, многофункционального аналого-цифрового преобразователя Handyscope 3 и ПЭВМ типа Notebook с программой обработки данных при помощи быстрого преобразования Фурье. Разработана методика экспериментального определения собственных частот и вынужденных колебаний конструктивных элементов МД, которая пригодна для исследования других агрегатов.

5. Процессы в камере размола являются мощными источниками возбуждения вибрации МД, существенно превышающих по мощности вибрацию от дефектов подшипников, муфт и других узлов. Установлено, что основными частотами возбуждающих колебания сил являются секторные и оборотные частоты МД. В спектрах четко проявляются собственные частоты колебаний различных узлов МД, модулируемые оборотными и секторными частотами гарнитуры мельниц, а также комбинационные частоты.

6. Выявлены структурные параметры .технического состояния подшипников, муфт, электродвигателей и гарнитуры МД и определены их диагностические признаки.

7. Неуравновешенность роторов МД состоит из механической, гидравлической и гидродинамической составляющих. Основной является механическая неуравновешенность. Механическая и гидродинамическая неуравновешенности проявляются на гармониках оборотной частоты, а гидравлическая - на частоте, меньшей оборотной. Чем выше концентрация и чем выше содержание пара в массе, тем выше вклад гидродинамической неуравновешенности.

8. Уточнены нормы среднеквадратического значения виброскорости вибрации подшипников МД согласно новейшим стандартам ИСО. Определены нормы отклонений дисков ротора и статора МД при перекосе с учетом граничных зон состояний и градации МД по размерам диска ротора. Основным и определяющим критерием при обосновании норм является влияние отклонений дисков на технологический процесс.

9. Приведены зависимости для расчета динамических нагрузок на междуэтажные перекрытия при групповом воздействии МД.

10. Произведено моделирование и исследование вертикальных и горизонтально-поворотных колебаний виброизолированного фундаментного блока совместно с МД и динамическими гасителями вертикального типа. Симметричное расположение вертикальных гасителей позволяет гасить колебания МД не только в вертикальном направлении, но и горизонтально-поворотные колебания. Наибольший эффект гашения колебаний достигается при настройке гасителей на резонансные и околорезонансные частоты колебаний при минимальном демпфировании.

141

1. Improved Process Optimization Through Adjustable Refiner Plates. Ola Jo-. hansson, Dan Hogan, Dale Blankenship и др. Presented at the 2001 International Mechanical Pulping Conference. Helsinki, Finland, June 2001, 8 p.

2. Новая технология для улучшения качества размола и снижения эксплуатационных расходов // Целлюлоза бумага картон. 2003. — № 9-10. - С.46-50.

3. Киселев С.С., Пашинский В.Ф. Эксплуатация и ремонт дисковых и конических мельниц. М.: Лесная промышленность, 1979. - 208 с.

4. Бывшев А.В., Савицкий Е.Е. Механическое диспергирование волокнистых материалов: Учеб. пособие. Изд-во Краснояр. ун-та, 1991. - 216 с.

5. Легоцкий С.С., Лаптев Л.Н. Размол бумажной массы. М.: Лесная пром-сть, 1981. 94 с.

6. New Refiner Segments Technology to Optimise Fibre Quality and Energy Consumption of Refiner Mechanical Pulp. Petteri Vuorio., Peter Bergquist. Metso Paper Service. 2000,18 p:

7. Пашинский В.Ф. Машины для размола волокнистой массы. — Лесная пром-сть, 1972.-160 с.

8. Development of a Framework for Web-Based Product Platform Customization. Timothy Simpson., Karthikeyan Umapathy, Jyotirmaya Nanda, Sachin Halbe. // Computing and Information Science in Engineering. 2003, p. 119-129.

9. Гончаров В.Н. Эффективность ударного воздействия при размоле целлюлозы // Машины и оборудование ЦБП: Межвуз. св. науч. тр. JI., 1980. -Вып.8. - С. 52-57.

10. Каган B.J1. Экспериментально-теоретические исследования гидроди-нимических факторов процесса размола в машинах с ножевой гарнитурой: Ав-тореф. дисс. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. Л., 1976.— 21 с.

11. Алашкевич Ю.Д. исследование гидродинамических явлений в процессе размола волокон в ножевых размалывающих машинах: Автореф. дисс. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. JI., 1970. - 11с.

12. Гончаров В.Н. Теоретические оснеовы размола волокнистых материалов в ножевых мельницах: Автореф. дисс. на соиск. уч. степ. докт. техн. наук. Л., 1990.-31 с.

13. Гончаров В.Н. Исследование силового воздействия ножевой гарнитуры конической и дисковой мельницы на волокна в процессе размола: Автореф. дисс. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. JL, 1972. - 24с.

14. A Practical Method for Predicting High Consistency Refiner Plate Performance. J&L Fiber Services. OPTIMA. Technical Bulletin. 2003, № III-l, 4 p.

15. Kure K., Dahlqvist G. Development of structural fiber properties in high intensity refining // Pulp & Paper Canada. 1998, p. 233-237.

16. Harkonen E., Ruottu S., Ruotto A., Johansson O. A theoretical Model for a TMP-refiner. International Mechanical Pulping Conference. Stockholm, Sweden. 1997, p. 95-102.

17. Controlling High Consistency Refining Conditions through Refining Zone Temperature Optimization. Ola Johansson. Presented at the 6th PIRA International Refining Conference. Cincinnati, Ohio, March 2001, 9 p.

18. Буйлов Г.П. системы автоматического контроля и управления производством древесной массы // Целлюлоза, бумага и картон. — 1982. Вып.6. — С.1-48.

19. Конарев А.Д., Мажура В.В. система автоматического управления технологическим процессом размола бумажной массы // Новые средства контроля и системы управления ЦБП. Киев: Лесная промышленность, 1982. - С. 81-86.

20. Вихарев G.H. Разработка методов и средств виброзащиты и вибрационной диагностики дисковых мельниц: Дисс. на соиск. уч. степ.: канд. техн. наук. Екатеринбург., 1993. — 235 с.

21. Вихарев С.Н. Экспериментальные исследования процесса размола при помощи вибрации на гарнитуре статора // Машины и аппараты целлюлозно-бумажного производства: Мевуз. сб. научн. тр. — Л., 1990. — С. 29-33.

22. Старжинский В.Н., Витвинин A.M., Приходько Ю.А., Анальев О.Н., Сивко В.В. Снижение шума и вибрации конической мельницы МЛК-001 // Бумажная промышленность. 1975. - №7. - С. 15-16.

23. Кипрушкин А.Н., Ширякин Б.В., Поликовский М.Т. Изучение и снижение шума оборудования древесно-подготовительных цехов // Бумагоделательное машиностроение. — 1978. Вып. 22. - С. 84-96.

24. Лебедев А.Д., Старжинский В.Н., Коханович И.С. Снижение шума МД // Целлюлоза, бумага, картон: 1982. - Вып.15. - С. 1-14.

25. Рублев А.И., Горлова Т.А., Назаров А.И., Крюкова О.А. Рисунок гарнитуры и шумовые характеристики дисковых мельниц // Бумажная промышIленность, 1982. №11. - С.6.

26. Diagnosing Refiner Plate Failure Modes in Thermo-Mechanical Pulping. J&L Fiber Services. OPTIMA. Technical Bulletin. 2003, № 1-2, 4 p.

27. Лебедев А.Д. Исследование шума оборудования для переработки и сортирования древесной массы: Автореф. дисс. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук.-Л., 1982.-421 с.

28. Лебедев А.Д. О шумообразовании и виброакустической активности дисковых мельниц // Машины и оборудование ИБП: Межвуз. сб. научн. тр. Л., 1983.-№11.-С. 17-21.

29. Легоцкий С.С., Лаптев Л.Н., Тагеев Л.Г. Оптимальная твердость керамической гарнитуры и ее шумовые характеристики // Исследования в области бумаги и картона.-Л., 1982. С. 14-19.

30. ГОСТ 26563-85. Вибрация. Технологическое оборудование целлюлозно-бумажного производства. Методы и средства защиты. — М.: Изд-во стандартов, 1985. 11 с.

31. Витвинин A.M., Никулина Г.В., Зубрицкая Л.А. Внедрение норм на ограничение параметров вибрации мельниц различных типов // Бумажная промышленность. 1986. - №10. - 24 с.

32. ГОСТ 26493-85. Вибрация. Технологическое оборудование целлюлозно-бумажного производства. Нормы вибрации. Технические требования. М.: Изд-во стандартов, 1985. - 8 с.

33. Проспект фирмы Sund-Baver. Двухдисковые рафинеры ВДА-412 и ВДА-488. Sund АВ. Швеция, 1986. - 4 с.

34. ГОСТ 20911-75. Техническая диагностика. Основные термины и определения. М.: Изд-во стандартов, 1975. - 16 с.

35. Корда И., Либнар 3., Прокоп И. Размол бумажной массы. — М.: Лесная промышленность, 1967.— 421 с.

36. Легоцкий С.С., Гончаров В.Н. Размалывающее оборудование и подготовка бумажной массы. М.: Лесная промышленность, 1990. — 224 с.

37. Демин П.П., Пашинский В.Ф., Киселев С.С. Стойкость гарнитуры дисковых мельниц. М.: ВНИПИЭИлеспром, 1972. - 23 с.

38. Вихарев С.Н., Санников А.А. Диагностика и виброзащита оборудования древесно-массных цехов. Виброзащита и вибродиагностика технического состояния дисковых мельниц. Методические рекомендации. М.: Минлесбум-пром СССР. — 1989. - 61 с.

39. Санников А.А., Кистер Я.Я., Вихарев С.Н., Зырянова А.Б., Вохменцев А.Е. Диагностика и виброзащита оборудования по производству древесных плит. Методические рекомендации. М.: Минлеспром СССР. - 1990. - 87 с.

40. Вихарев С.Н., Санников А.А. Критические частоты вращения роторов дисковых мельниц // Машины и аппараты целлюлозно-бумажного производства: Межвуз. сб. научн. тр. — JL, 1988. С.36-40.

41. Зырянова А.Б., Язвенко В.Н., Вихарев С.Н., Клепалов A.M., Санников

42. A.А. Динамический гаситель колебаний дисковой мельницы // Информ. листок № 274-90. Свердловский межотраслевой территориальный центр научно-техн. информации. — 1990. — 4 с.

43. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. / Ред. В.Н.Челомей (пред).- М.: Машиностроение, 1978. Т.1. Колебания линейных систем / Под ред.

44. B.В.Болотина. 1978.-352 с.

45. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. / Ред. В.Н.Челомей (пред).- М.: Машиностроение, 1980. Т.З. Колебания машин, конструкций и их элементов / Под ред. Ф.М. Диментберга и К.С.Колесникова. 1980. — 544 с.

46. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. Т. 6. 2-е изд., испр. и доп. / Ред. совет: К.В.Фролов (пред.) — М.: машиностроение, 1995. Защита от вибрации и ударов / Под ред. К.В.Фролова. 456 с.

47. Тимошенко С.П., Янг Д.Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле. -М.: Машиностроение, 1985. 472 с.

48. Основы балансировочной техники в 2-х т. / под ред. В.А. Щепельни-кова.-М.: Машиностроение, 1975.-Т. 1. 528 с.

49. Вальщиков Н.М. Рубительные машины. — М.: Лесная промышленность, 1980. 96 с.

50. Вальщиков Н.М., Шамолин Д.И. Анализ динамических нагрузок и амплитудно-частотный анализ при рубке баланса на дисковых рубительных машинах // Машины и аппараты целлюлозно-бумажного производства: Меж-вуз. сб. науч. тр. / ЛТА, Л, 1986. С. 16-23.

51. Шамолин Д.И. Исследование динамических характеристик дисковых рубительных машин: Автореф. Дисс. на соиск. уч. степ, канд.техн.наук / ЛТИ ЦБП. Л., 1980.-16 с.

52. Тондл А. Динамика роторов турбогенераторов. Л.: Энергия, 1971. —387 с.

53. Рунов Б.Т. Исследование и устранение вибрации паровых турбоагрегатов. М.: Энергоиздат. 1982. - 352 с.

54. Богомолов С.И., Журавлева A.M. Взаимосвязанные колебания в тур-бомашинах и газотурбинных двигателей. Харьков, Вища школа, 1973. — 179с.

55. Воробьев Ю.С., Шульженко Н.Г. Исследование колебаний систем элементов турбоагрегатов. Киев, Наукова Думка, 1973. — 228 с.147 '

56. Барков А.В., Баркова Н.А., Азовцев АЛО. «Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации». СПб: Изд.центр СПб ГМТУ, 2000, С. 169.

57. Вилькуте З.Ю., Пегнис В.А., Рагульскис К.М., Юркаускас А.Ю. Диагностика технического состояния подшипников качения // Кобернетическая диагностика механических систем по виброакустическим процессам : Сб.тр. — Каунас, 1972.-С. 85-95.

58. Методы диагностики повреждений подшипников качения // Прочность и динамика авиационных двигателей. М.: Машиностроение, 1966. — С. 214-230.

59. Мыслович М.В., Осадчий Е.П. Использование статистического спектрально-корреляционного анализа в вибрационной диагностике подшипников качения // Техническая термодинамика. 1983. — №4. — С.58-64.

60. Драйер Д., Стюарт P.M. Обнаружение повреждения подшипника качения путем статистического анализа вибрации // Конструирование и технология машиностроения: Сб.тр.американского общества инженеров-механиков. -М., 1978.-Вып. 100.-№2.-С. 229-235.

61. Левитский Н.И. Колебания в механизмах : Учебное пособие для втузов. М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 336 с.

62. Артоболевский И.И., Бобровицкий Ю.И., Генкин М.Д. Введение в акустическую динамику машин. — М., Наука, 1979. — 296 с.

63. Бабаков И.М. Теория колебаний. М.: Государственное изд-во техни-ко-теоритической литературы, 1958. — 628 с.

64. Бидерман В.Л. Прикладная теория механических колебаний. М., Высшая школа, 1972. - 416 с.

65. Магнус К. Колебания. Введение и исследование колебательных систем -М.: Мир, 1982.-304 с.

66. Ивович В.А., Онищенко В.Я. Защита от вибрации в машиностроении. М.: Машиностроение, 1990. - 272 с.

67. Фролов К.В., Фурман Ф.А. Прикладная теория виброзащитных систем. М.: Машиностроение, 1980. — 276 с.

68. Динамические свойства линейных виброзащитных систем / под ред. К.В.Фролова. -М.: Наука, 1982.-206 с.

69. Маслов Г.С. Расчеты колебаний валов: Справочник. М.: Машиностроение, 1980. —151 с.

70. Динамика машин и управление машинами: Справочник / В.К.Асташев, В.И. Бабицкий и др; Под ред. Г.В. Крейна. М.: Машиностроение, 1988-240 с.

71. В.Н. Пятецкий, Б.К. Александров, О.А. Савинов. Современные фундаменты машин и их автоматизированное проектирование. М.: Стройиздат, 1993.-424 с. .

72. Баркан Д.Д. Динамика оснований и фундаментов. М.: Стройвоен-мориздат, 1948.-411 с.

73. Савинов О.А. Современные конструкции фундаментов под машины и их расчет. 2-е изд. - JL: Стройиздат, 1979. - 452 с.

74. ANSYS. Возможности программы. Перевод и редактирование Рубцова Б.Г. / Представительство CAD-FEM GmbH в СНГ. Москва. 1996. - 68 с.

75. Дж. Бендат, А. Пирсол. Прикладной анализ случайных данных:. Пер. с англ. М.: Мир, 1989. - 540 с.

76. Дж. Бендат, А. Пирсол. Применение корреляционного и спектрального анализа: Пер. с анг. М.: Мир, 1983. - 312 с.

77. Кугушев И.Д., Терентьев О.А., Куров B.C., Гончаров В.Н., Кокушин Н.Н. Трансформация и реологические свойства бумажной массы и бумажного полотна на бумагоделательной машине: Учебное пособие / СПбГТУРП. СПб., 2003г25с: ил.4.

78. Гинесин JI.IO. Применение MSC.NASTRAN для анализа динамики роторов. Москва. MSC Software, 2000,-28 с.

79. Fatigue Analysis of a Missile Shaker Table Mounting Bracket. Neil Bishop, Andy Woodward. MSC Software. Los Angeles, USA. 2000, 10 p.

80. Fatigue Analysis of an F16 Navigation POD. N Bishop, N. Davies, A. Ca-serio, S. Kerr. MacNeal Schwendler Corporation and Marconi Naval Systems Ltd. UK. 2000, 19 p.

81. Санников А.А. Решение проблемы виброзащиты и вибродиагностики бумагоделательного и лесопильного оборудования: Дисс. на соиск. уч. степ, докт. техн. наук. Екатеринбург., 2002. 424 с.

82. Дарков A.Bi, Шпиро Г.С. Сопротивление материалов: Учеб. для техн. вузов 5-е изд., перераб и доп. - М.: Высш. шк., 1989. - 624 с.

83. Комиссар А.Г. Опоры качения в тяжелых режимах эксплуатации: Справочник. — М.: Машиностроение, 1987. -384 с.

84. Расчет оборудования для подготовки бумажной массы. В.Н. Гончаров, А.А. Гаузе. Учебное пособие. Под редакцией д.т.н. И.Д. Кугушева. Л., ЛТА, 1977.- 112с.

85. Старец И.С. Подшипники качения в оборудовании целлюлозно-бумажного производства. Изд. 3-е, перераб. М.: Лесн. пром-сть, 1985. - 321с.

86. Левина З.М., Решетов Д.И. Контактная жесткость машин. М.: Машиностроение, 1971. - 264 с.

87. Кирсанова В.И. Исследование и расчет касательной податливости плоских стыков. «Станки и инструменты», 1967. 190 с.

88. Ю.М. Яневич. Задачи приема сигналов и определения их параметров на фоне ума. http://www.phys.spbu.ru. 2003. - 68 с.

89. Программа ANSYS. Краткий курс. / Представительство CAD-FEM GmbH в СНГ. Снежинск. 1996. - 28 с.

90. Handyscope 3 a multifunctional PC .measuring instrument. User manual. -TiePie engineering, Netherlands, 2003, p.

91. ГОСТ ИСО 10816-1-97. Вибрация. Контроль сотояния машин по результатам измерений вибрации на невращающихся частях. Ч. 1. Общие требования. М.: Изд-во стандартов, 1998. - 12 с.

92. ГОСТ Р ИСО 5348-99. Вибрация и удар. Механическое крепление акселерометров. М.: Изд-во стандартов, 1999. - 12 с.

93. ГОСТ 25673-83. Вибрация. Методы и средства вибрационной диагностики технологического оборудования целлюлозно-бумажного производстваМ.: Изд-во стандартов, 1983. 12 с.

94. JL50 and JL57: Meeting the Needs of Advanced Refining Applications. J&L Fiber Services. OPTIMA. Technical Bulletin. 2003, № VI-2, 4 p.

95. Optimization of Low Consistency Disc Refiners. J&L Fiber Services. OPTIMA. Technical Bulletin. 2003, № II-1,4 p.

96. Revolutionary C90 Alloy for Low Consistency Refiner Plates In a Class by Itself. J&L Fiber Services. OPTIMA. Technical Bulletin. 2003, № 1-4, 6 p.

97. Optimizing High Consistency Refiner Plate Performance Through Material Selection. J&L Fiber Services. OPTIMA. Technical Bulletin. 2003, № II-2, 5 p.

98. Heat Treating Refiner Plates. J&L Fiber Services. OPTIMA. Technical Bulletin. 2003, № V-1,4 p.

99. Русов B.A. «Спектральная вибродиагностика». Пермь: Изд.центр «Вибро-Центр», 1996„-C.176.

100. Терентьев О.А. Гидродинамика волокнистых суспензий в целлюлозно-бумажном производстве. М.: Лесная промышленность, 1980. - 248 с.

101. Левит М.Е., Рыженков В.М. Балансировка деталей и узлов. М.: Машиностроение, 1986. - 248 с.

102. Свешников А.А. Прикладные методы теории случайных функций. -JI., 1968. 463 с.

103. СНиП 2.02.05.87. Фундаменты машин с динамическими нагрузками. М.: Стройиздат, 1980. - 41 с.

104. ГОСТ 12.4.093-80 ССБТ Вибрация/Машины стационарные. Расчет виброизоляции поддерживающей конструкции. — М.: Изд-во стандартов, 1981. -40 с.

105. Р50-609-47-89. Рекомендации. Расчет виброизоляции поддерживающей конструкции стационарных машин. Горький: ГФ ВНИИНмаш, 1990. — 58с.

106. Руководство по проектированию виброизоляции машин и оборудования. М.: Стройиздат. 1972. 160 с.

107. Санников А.А. Пути снижения колебаний лесопильного оборудования. М.: Лесная промышленность, 1980. - 160 с.