ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Бондарев, В. П. Ильин, Г. И. Дорофеева. Выбор допустимого остаточного дисбаланса ротора сепаратора из "Теория и практика балансировочной техники " Если маятниковые колебания вращающегося ротора достаточно описаны в литературе (см., например, работу [1]), то сопротивление изгибиым колебаниям, на наш взгляд, изучено еще мало. В связи с этим кратко остановимся на оире-делении физического смысла коэффициента п из выражения (1) [2]. [c.358] Из выражения (1) видно, что п имеет размерность padjeeK. Это означает, что коэффициент затухания эквивалентен некоторой пока еще неизвестной угловой скорости. Определим физический смысл коэффициента п. Для этого рассмотрим взаимодействие сил ири наличии третьего режима работы подшипника (рис. 2). [c.358] Таким образом, мы доказали, что п = Шм, т. е. коэффициент соиротивлення изгибным колебаниям эквивалентен угловой скорости маятниковых колебаний. Отметим далее маятниковый резонанс соответствует второму режиму работы подшипника, при котором центробежная сила равна силе веса i i = G . [c.360] Когда U) 03. — угол ф отрицательный, и так как направление накатывания ротора на иодшииник иротивоиоложно направлению вращения, то маятниковые колебания, накладываясь на изгибные, уменьшают амплитуду последних. [c.360] Если 03 о)л1 — угол ф положительный и маятниковые колебания усиливают амплитуду изгибных колебаний. [c.360] Так как ири условии оз оз и i G , то наступает третий режим. При этом направления вращения ротора вокруг собственной оси и вокруг оси подшипника совпадают. В этом случае эксцентриситет ротора возрастает на величину радиального зазора в подшипнике. К центробежной силе, обусловленной исходным эксцентриситетом, прибавится вес части ротора (если третий режим наступил в одном подшипнике) или вес всего ротора (если третий режим наступил в обоих подшипниках). [c.360] Учитывая взаимосвязь маятниковых и изгибных колебаний, возникает возможность в диагностике вида колебаний ротора, с которыми приходится встречаться на работающей машине. [c.360] Удалось установить следующие закономерности при уравновешивании ротора на работающей машине. [c.360] Если в ответ на введение балансировочных грузов происходит резкое изменение амплитуды колебаний (при незначительном изменении резонансных скоростей вращения) —это признак изгибных колебаний. [c.360] Если в ответ на введение в ротор балансировочных грузов происходит резкое изменение резонансной скорости (при незначительном изменении амплитуды)—это признак маятниковых колебаний. Кроме того, путем балансировки удается активно воздействовать на изменение скорости маятникового резонанса и тем самым вывести их за пределы рабочих скоростей ротора. Более активное воздействие балансировки на скорости маятникового резонанса объясняется тем, что величина pi только на один порядок меньше. А, а Ш] на четыре порядка меньше т. [c.360] Если учесть, что обычно отстройка от нагибного резонанса ведется путем изменения жесткости вала, а отстройка от маятникового резонанса достигается подбором зазоров в подшипниках, то открывается возможность путем балансировки ротора на работающей машине вести диагностику природы резонанса, обусловливающего высокий уровень вибрации. [c.361] Таким образом, после балансировки существенно. может измениться только а (йкр практически сохранит свое значение. [c.361] В то же время та же балансировка существенно изменит амплитуду изгибных колебаний, почти не повлияв на амплитуду маятниковых колебаний, т. е. [c.361] Полностью устранить вредные вибрации, возникшие при работе машины от воздействия неуравновешенных масс звеньев, практически не удается. Отсюда возникла проблема разработки норм допустимого остаточного дисбаланса ротора. [c.362] Учитывая возможные погрешности схематизации системы и погрешности расчета, определим значения е для условий гп = = 1,5-ь 1,8 кг М = 124-15 дан-сек - см-, С = 13 -ь М дан[см а = 12 -ь 14 дан сек см-, п = 100 ч- 400 об [мин-, 62 = 0,1 4- 1 мм и построим графики е (рис. 3). Для упругой системы (см. рис. I) было составлено частотное уравнение и с помощью его, а также по формуле Донкерлея были вычислены значения кри-зических скоростей вращения (см. таблицу). [c.365] Полученные аналитические зависимости были подвергнуты экспериментальной проверке. Для замера вибраций были выбраны три точки две на крышке и одна у основания корпуса. [c.366] Вернуться к основной статье