У ротора динамическая

Положение ротора 8 относительно трехгранника определим углами ф, а и р его поворота относительно осей г/ и X соответственно. Полагаем, что оси х, у, % ротора и оси х , р1, 21 внутреннего кольца являются главными осями их инерции, т. е. центробежные моменты инерции относительно этих осей равны нулю. Также полагаем, что центры тяжести ротора и внутреннего кольца карда-нова подвеса совмещены с точкой О пересечения их осей, т. е. кольца карданова подвеса статически и динамически сбалансированы. [c.255]

На фиг. 6. 5 показаны осциллограммы напряжений на поверхности вала модельной установки с двумя симметрично расположенными дисками при переходе через первую (а) и вторую (б) критические скорости. Колебания напряжений вызваны собственным весом, средние же отклонения — действием неуравновешенности. Эксперимент подтверждает тот факт, что прогибы и опорные реакции гибкого ротора с сосредоточенными массами так же, как и у ротора с распределенной массой при изменении скорости вращения, изменяются не только по величине, но и качественно. Следовательно, методика, разработанная для уравновешивания жестких роторов, не пригодна при уравновешивании гибких роторов. Необходимо выяснить вопрос о возможности такого уравновешивания гибких роторов с помощью ограниченного числа грузов, при котором полностью будут устранены динамические реакции в опорах на широком диапазоне скоростей и оптимально снижены изгибающие усилия в роторе. [c.199]

Угол у характеризует динамическую неуравновешенность ротора вместе со шпинделем. Таким образом, главная центральная ось инерции займет положение Z. Вокруг этой оси будет перемещаться вся масса системы. [c.345]

Следовательно, в виброперемещениях ротора относительно корпуса дсу = л Р —будет иметь место постоянная составляющая (Дл у), определяющая динамическое смещение центров тяжести и оказывающая существенное влияние на точность работы гироскопических систем. [c.115]

На рис. 5.9 изображена схема простейшей балансировочной машины. Устранение динамической неуравновешенности звена, например ротора электрического двигателя, осуш,ествляется подбором уравновешивающих масс. Для этого сначала ротор 1 ставят на опоры 2 таким образом, чтобы плоскость у—у, удобная для крепления противовеса В (или удаления соответствуюш,ей массы материала), располагалась над осью качания О рамы 3. При вращении ротора вертикальная составляющая силы инерции неуравновешенной массы деформирует пружины 4 и вызовет [c.101]

Если дополнительно к изложенному выполнено приведение сил и масс, то и в данном случае для динамического исследования можно рассматривать двухмассную систему (рис. 173), на которой справа представлена масса маховика или ротора двигателя с маховиком, момент инерции которых равен У , и слева — кривошип с приведенной массой т и приведенной силой Р . Приведенный коэффициент жесткости коренного вала определяется из равенства [c.264]

Для расчета в качестве динамической модели можно воспользоваться схемой, приведенной на рис. 171, на которой слева условно показана масса с приведенным моментом инерции ротора двигателя и маховика. Этот момент инерции Уд можно считать постоянным, ибо ротор электродвигателя обыкновенно связывается зубчатой передачей с постоянным передаточным отношением. Что касается приведенного момента двигателя, то его мы будем считать функцией угловой скорости ф левой массы, показанной на рис. 171. Приведенный коэффициент жесткости зубчатой передачи представляет собой постоянную величину. В соответствии с имеющимися данными требуется определить законы движения ф (() и (У) левой и правой масс. [c.265]

Увеличение запаса торможения для тормозов, замыкаемых весом груза, не влияет на величину пути торможения, а определяет только степень надежности удержания подвешенного груза. Уменьшение пути торможения может быть достигнуто путем уменьшения маховых масс частей механизма от ротора двигателя до тормозного вала, а также установкой дополнительного стопорного тормоза, который осуществляет поглощение кинетической энергии вращающегося ротора и части механизма от ротора до тормозного вала (рекомендуемые значения запаса торможения стопорного тормоза при его установке совместно с тормозом, замыкаемым весом груза, приведены в табл. 3i). Обследование работы электроталей в условиях эксплуатации показало, что одновременное применение стопорного тормоза и тормоза, замыкаемого весом груза, способствует увеличению плавности торможения и уменьшению динамических нагрузок на элементы механизма. Поэтому электротали, как правило, снабжаются двумя тормозами, и только при грузоподъемности, не превышающей 0,5 т, устанавливается один стопорный тормоз. Уменьшение тормозного пути установкой тормоза, замыкаемого весом груза, ближе к двигателю (при этом уменьшаются маховые массы от ротора до тормоза и уменьшается их влияние на процесс торможения) или увеличением момента между дисками / и У является нерациональным, так как в первом случае появляются большие скорости в элементах тормоза, а во втором случае увеличивается расход энергии при спуске груза. Именно поэтому конструкция тормозов с одинаковыми дисками / и 5, при которой моменты Vi М2 равны, является неэкономичной. Момент трения, необходимый для удержания и остановки груза, в основном должен получаться за счет момента [обычно = (1,5-н6) Mil. [c.276]

Электромашины. В них следует делать амортизацию для ротора и для статора, так как в данном случае имеет место сильное динамическое взаимодействие между элементами ротора и статора. Таким образом, в этом случае кроме дисбаланса ротора существенный источник вибрации (гармоника зубцовой частоты) имеется и у элементов статора. [c.451]

Редукторы. Для этих механизмов характерно очень сильное динамическое взаимодействие между элементами ротора и статора (имеет место механическая связь), поэтому здесь целесообразно упругое крепление неподвижных звеньев в корпусе или всего корпуса, что менее конструктивно, и применение упругих опор у выходных валов. [c.451]

Современная техника характеризуется все большим и большим расширением класса турбомашин. Турбомашины получили применение в авиации, транспорте, стационарных силовых установках и многих других отраслях техники и народного хозяйства например, турбодетандеры, центрифуги, гироскопы, аккумуляторы энергии и т. д. Тенденция более эффективно использовать тот же объем и вес, а также повысить к. п. д. машин приводит все к большей быстроходности строящихся турбомашин. Поэтому сейчас основная проблема динамической прочности вращающихся валов и роторов, связанная с возникновением у них критических режимов, приобретает особый интерес. Следует заметить, что проблема динамической прочности вращающегося вала или ротора тесно связана с вопросом обеспечения надежной работы его подшипников. Поэтому всю проблему в целом можно назвать, в некотором смысле, балансировкой гибкого вала или ротора на всех режимах его работы. [c.53]

Интенсивность затухания колебаний, вносимого двигателем, в значительной степени зависит от соотношения динамических характеристик трансмиссии (У , /5, с, Наибольшее влияние на затухание колебаний двигатель оказывает в системах, имеющих низкие собственные частоты и момент инерции исполнительного органа, соизмеримый с моментом инерции ротора двигателя. [c.269]

Однако на практике трудно удовлетворить это условие, так как после изготовления у каждого ротора всегда оказывается некоторая несимметричность в распределении масс относительно оси враш,ения. При враш ении такого ротора на его опоры, кроме статических сил веса и сил внешних нагрузок, определяемых условиями работы, будут действовать также переменные периодические силы. Величина этих динамических усилий зависит от неуравновешенности и для жесткого ротора пропорциональна квадрату его угловой скорости [c.192]

Среди упругих гироскопических систем, к которым приводятся динамические модели многих быстроходных машин, особое место занимают роторы высокоскоростных ультрацентрифуг. Отличительная черта их конструкции состоит в применении весьма гибкого вертикального вала на упруго податливых опорах с тяжелыми сосредоточенными массами на верхнем или нижнем консольно свешивающемся конце. Встречаются также типы ультрацентрифуг, у которых эти массы устанавливаются одновременно на обоих концах, верхнем и нижнем. Такая конструкция обладает сильными гироскопическими свойствами и, кроме того, из-за большого веса роторов ее динамика может испытывать заметное влияние сил тяжести, в поле которых совершается ее движение. В этих условиях на упругие гироскопические системы такого вида помимо обычных инерционных сип и моментов, связанных с упругими деформациями валов и опор, действуют силы инерций и их моменты, возникаюш ие при движении ротора как гиромаятника [c.32]

Пользуясь этим положением, условие уравновешенности и отсутствие динамических реакций на опорах ротора отдельно для осей X ш у запишем в виде [c.79]

Каждый член ряда (6) — это часть динамического прогиба ротора (у которого диск расположен несимметрично опорам), обусловливаемая эксцентриситетом соответствующего элемента. [c.40]

Влияние эксцентриситетов элементов на динамический прогиб ротора в целом зависит от двух факторов от радиального положения упругого элемента (выражается показателем степени при у) и от осевого расположения элемента (это условие отражается тригонометрической функцией угла и ее аргументом). [c.40]

Задача сводится к устранению в рабочем диапазоне скоростей динамических реакций или связанных с ними на фиксированных оборотах прямой (линейной либо нелинейной) зависимостью перемещений опор. Между коэффициентами Фурье функций прогибов у х) и изгибающих моментов М х) жестко опертого ротора и составляющими опорных реакций от действия неуравновешенности, распределенной по собственным его формам, существуют соотношения, принимающие простой вид для валов. Если обозначить через (0) составляющую левой реакции вала, отвечающую п-й собственной форме, то [c.72]

Изменение отношений заданной нагрузки к реакции опор по скорости носит такой же характер, как изменение главных динамических жесткостей при (О == (О i они обращаются в нуль, а нечувствительные скорости являются аналогом антирезонансных режимов. В случаях, когда названные скорости лежат вблизи шi, соз и т. д., прогибы и изгибающие моменты в роторе по соответствующей форме на основании (13) возрастают. Поэтому формулы (1) и (2) обеспечивают малость у (а ) и М х) с оговоркой, что реакции близки к нулю в широком диапазоне скоростей. [c.82]

Динамической балансировке подвергают детали, у которых размеры по длине превосходят диаметральные размеры (коленчатые валы, шпиндели, роторы турбин и электромашин и т. п.). [c.247]

Для того чтобы балансировка стороны не была нарушена, необходимо груз Qi разложить на два груза — X и У, которые вместе с грузом Q приводят ротор к динамическому равновесию. [c.141]

Б о р и с е в и ч В. Н., А в р у ц -кий Г. И., Механизация динамического уравновешивания роторов приборов и агрегатов, сб. Автоматизация и механизация процессов производства в приборостроении , под ред. А. Н. Гаврилова, Машгиз. 1958. [c.916]

Рассмотрим вопросы устойчивости балансировки гибких роторов с точки зрения корректности выбранного метода или принятой динамической модели, понимая под этим тот факт, что малые изменения входных параметров, полученных экспериментальным путем, вызывают малые изменения вычисляемых значений дисбалансов или корректирующих грузов. Более строго такое понятие устойчивости можно определить следующим образом. Пусть входные параметры а , аа,. . ., а связываются с определяемыми х-у, х ,. . ., хц скалярным или векторным уравнением вида [c.55]

На фиг. 10 показана система динамических сил и моментов, действующих на вращающийся ротор, цапфы которого имеют свободу движения, определяющуюся зазорами подшипников. Инерционные силы Ру и Р , вызывающиеся перемещением центра тяжести ротора, и векторы моментов сил инерции и УИ , возникающих вследствие угловых перемещений его оси, считаем приложенными в центре тяжести О. Положительные направления сил отмечены на фигуре стрелками, а векторов моментов — двойными стрелками. [c.91]

Таким образом, мы показали, что источником динамических реакций опор, возникающих даже у идеально уравновешенного ротора, являются скрытые неуравновешенности отдельных его элементов. [c.300]

Устранение неуравновешенных моментов при определенных условиях составляет значительную трудность. Например, весьма трудно устранить динамическую составляющую неуравновешенности у однодисковых роторов, так как при введении коррекции в пределах диска h очень мало. Очевидно, способы борьбы с этой неуравновешенностью особенно необходимы для однодисковых роторов. [c.312]

Перемещение Уо центра тяжести платформы по направлению оси вращения ротора имеет сложную квадратичную зависимость от динамической неуравновешенности ротора, причем фаза перемещения зависит от положения неуравновешенности и от ее величины. [c.103]

Систему с распределенными параметрами — ротор с распределенной массой т (s) и жесткостью на изгиб EI (s) можно рассматривать как предельный случай ротора с п сосредоточенными массами при неограниченном возрастании п. Прогибы у, точек, к которым отнесены сосредоточенные массы, переходят в пределе в непрерывную функцию, устанавливающую закон распределения максимальных отклонений (амплитуд динамических прогибов), точек оси ротора от положения равновесия. Тогда интегральное уравнение (11) можно рассматривать как предельный случай системы п линейных дифференциальных уравнений с п неизвестными, и по аналогии с этой системой искать периодическое решение интегрального уравнения в виде [c.142]

Величины, входящие в уравнение (16), являются функциями Q. Для конкретного ротора, с известным законом распределения остаточного дисбаланса, решим системы уравнений (16) в численной форме, задаваясь величинами прогиба У и Q. Результаты расчетов приведены в табл. 1 и 2, на основании которых построены графики изменения величины реакций на опорах R в зависимости от оборотов ротора турбомашины (фиг. 5 а, б). По оси абсцисс отложена скорость вращения п об мин, по оси ординат — величины реакций, возникающих на опорах, при различных значениях максимального остаточного прогиба ротора в диапазоне рабочих оборотов. Горизонтальной прямой обозначена допустимая динамическая нагрузка на подшипник ротора, подсчитанная с учетом типа подшипника и ресурса турбомашины. [c.501]

Учет гибкости ротора необходим и при оценке удельной неуравновешенности е, которая определяется как отношение неуравновешенности д к массе М ротора, т. е. е = д М. Однако очевидна необходимость учета степени гибкости % (коэффициент динамического усиления) для многорежимных роторов, у которых условие неуравновешенности на низких оборотах не сохраняется в работе. [c.134]

Незначительные повреждения лопаток устраняют зачисткой дефектных мест. Лопатки подгибают по шаблону, выходная кромка лопатки при этом не должна иметь волнистости. Ротор с сильно поврежденными лопатками, соединенными с диском турбины сваркой, заменяют. У ротора, лопатки которого соединены с диском турбины шлицами типа елка , заменяют поврежденные лопатки и замочные пластины, имеющие надрывы. Для этого отгибают замочную пластину и выбивают из диска поврежденную лопатку. Вместо негодной подбирают лопатку, отличающуюся по массе не более чем на 1—3 г. В паз диска помещают новую замочную пластину и забивают подобранную лопатку. Аккуратно загибают и прижимают концы замочной пластины к диску. Качка конца вновь установленной лопатки в плоскости диска допускается до 1,3 мм, а осевое перемещение лопатки до 0,3 мм. После замены лопаток или замочных пластин ротор подвергают динамической балансировке (см. 32). Допустимый небаланс 2,5 гссм. [c.221]

Динамический прогиб на критических скоростях достигает, как пра-вйло максимальных значений, что приводит к значительному росту суммарной неуравновешенности и как следствие к усилению вибрации подшипников Преобладающее влияние динамического прогиба на вибрацию абл1рдается главным образом у роторов современных генераторов средней и большой мощности, работающих вблизи второй критической скорости. Вследствие этого критерием оценки уравновешенности роторов генераторов является амплитуда вибрации подшипников и вала на рабочей и критической скоростях вращения. [c.97]

Произведенная операция приведения податливостей звеньев кинематической цепи позволяет задачу о движении многомассной системы с несколькими степенями свободы свести к задаче о системе двухмассной и производить исследование по динамической модели, изображенной на рис. 171. На этой модели слева представлена масса с приведенным моментом инерции Уд ротора двигателя, справа масса с приведенным моментом инерции У масс ротора рабочей машины и колес. Обе массы соединены валом с приведенным коэффициентом жесткости с . [c.262]

Отсюда видно, что угол у Л1ежду векторами Кд (t) и Rb (О динамических реакций на ось ротора со стороны подпятника А и подшипника В не зависит от закона движения ротора так как величина h = AB задана, в любой момент времени t он однозначно определяется инерционными параметрами и геометрией распределения масс в роторе. Для жесткого ротора постоянной массы [84] этот угол у будет неизменным. [c.228]

В практике исследования переходных процессов в машинах переменного тока используется эффективная замена реальной трехфазной машины эквивалентной ей по намагничивающим силам обмоток статора и ротора двухфазной машиной с синхронно вращающимися в пространстве ротором и статором. Обмотки ротора и статора, расположенные вдоль осей втлбранной координатной системы, могут вращаться с произвольной угловой скоростью а. При исследовании динамических процессов в машинных агрегатах с асинхронными двигателями, в частности при построении динамической характеристики двигателя, предпочтительной сравнительно с другими координатными системами является система х, у, О, вращающаяся от- [c.24]

Другим более общим типом нелинейной опоры является опора с дополнительной (промежуточной) массой т , которая совершает только поступательное движение. Анализ поведения ротора с такой опорой проводится изложенным выше методом кинетостатики. Действительно, на первом участке опора не будет проявлять своих упругоинерционных свойств. Когда реакция на опоре сделается равной силе предварительного натяга (Уо, жесткость системы изменится скачком от величины до с и масса / i, придет в движение. Эта масса будет оказывать на систему динамическое воздействие, которое и следует учесть в уравнениях кинетостатики. [c.146]

Внутренняя амортизация необходима для машин, у которых имеется повышенная неконтролируемая нестабильность дисбаланса ротора (газовые турбины, электромашины и др.). В машинах, имеющих сильное динамическое взаимодействие (имеются в Efnfly знакопеременные силы) между элементами ротора и статора, можно сделать два раздельных внутренних каскада амортизации один — в опорах ротора, а второй — между элементами статора и корпуса. Приведем следующие примеры. [c.451]

В тех случаях, когда роторы являются тяжелыми и когда они имеют (по своей природе) большой и нестабильный в процессе длительной эксплуатации дисбаланс, и особенно в случае, когда машина работает на закритическом режиме и без применения специальных упругих элементов (например, за счет большой длины ротора), тогда обычная внутренняя амортизация на низких частотах не может быть осуществлена эффективной на частоте вращения из-за большой потребной жесткости упругих элементов, ибо им приходится в данном случае воспринимать большую статическую силу (силу веса ротора). Такое положение имеет место, например, во многих электрических машинах, турбинах. В этом случае остаточная периодическая сила, передающаяся через достаточно жесткую упругую связь, расположенную под опорами ротора, является достаточно большой. Выполненные нами исследования показывают, что эту силу можно существенно ослабить с помощью применения двухкаскадной амортизации с промежуточной массой, часть которой является настроенным антивибратором (на частоту вращения). Этот антивибратор создает (без учета сил трения) на промежуточной массе узел колебаний у вертикальной и горизонтальной компонент движения следовательно, динамические усилия локализуются на промежуточном теле и не передаются далее на корпус и опоры машины. Этот метод борьбы с колебаниями вблизи с источником мы назвали внутренней упругоинерционной виброзащитой. Она почти не изменяет габаритов и веса машины. Ее расчет описан нами ранее. [c.452]

В настоящей статье исследуются изгибные колебания в поле сил тяжести ротора высокоскоростной ультрацентрифуги необычной конструкции. Ротор по-прежнему рассматривается как дискретная упругая гироскопическая система [3]. Однако динамическая модель помимо тяжелой массы на нижнем конце вала имеет такую же на верхнем и меньшую посредине, у точки подвеса, жесткий цилиндрический хвостовик. Центр инерции верхней массы и хвостовика расположены выше точки подвеса. Изгибные колебания такой системы исследуются методом, описанным в [1, 4]. Влияние поля сил тяжести, как ив [3], оценивается сравнением собственных частот, форм колебаний и других характеристик, вычисленных с учетом этого поля и без его воздействия. Численные расчеты иллюстрируются графиками. Отмечаются зоны в пространстве параметров рассматриваемой гиросистемы, где влияние поля сил тяжести на ее динамику существенно. [c.33]

Требования к балансировке жестких и гибких роторов из-за их динамических особенностей должны различаться. Однако единого мнения о границах жесткости для выбора метода уравновешивания нет. Д. П. Ден-Гартог [1], например, считает, что учитывать деформацию ротора при балансировке следует для машин, у которых рабочие скорости со превышают половину первой критической dj, рассчитанной для ротора на жестких опорах. В. А. Зенкевич принимает это для o/ oi = = 0,6 [2], а Л. И. Кудряшев [3] предлагает 0,2 с делением роторов на тихоходные и быстроходные. Считается необходимым проведение балансировки роторов на повышенных и рабочих скоростях. На практике используются в основном методы, пригодные лишь для жестких роторов, теория балансировки которых правомерна при числе оборотов, ие превышающем 0,3 -f- 0,5 (Й1кр, с размеш ением плоскостей коррекции у опор. [c.54]

Учет упругой линии прогиба гибкого ротора осуществляется предварительной оценкой составляющих гармоник дисбаланса по величине динамического заброса вибраций при прохол<дении критических скоростей. Например, на фиг. 3 и 4 показаны два случая распределения неуравновешенности у однотипных роторов генераторов (тип ТВ-2-100-2 завода Электросила ). Первая критическая скорость роторов соответствует 1100—1200 об мин, вторая — 3100—3300 об/мин. Случай, представленный на фиг. 3, соответствует распределению неуравновешенности по первой форме упругого прогиба, что характеризуется значительным динамическим забросом на первой критической скорости и почти синфазными колебаниями подшипниковых опор как на первой критической скорости, так и на рабочем числе оборотов. [c.164]

Так как динамические жесткости системы при этом не изменились, то отношение амплитуд колебаний корпуса у,., опор г/ и усилий Q , передаваемых подшипниками, для ротора, отбалансированного в плоскостях опор, и для неотбалансированного ротора равно отношению усилий на жестких опорах [c.224]

Например, карданные передачи автомобилей и тракторов балансируются после сборки наваркой пластин в двух плоскостях исправления, расположенных на карданном валу как на наиболее массивном звене передачи. Балансировка производится в соосном положении карданной передачи на станке с фиксированной точкой качания или с маятниковой рамой и принципиально не отличается от балансировки жесткого ротора. У карданных передач тяжелых грузовых автомобилей, имеющих массивные фланец-вилки, до сборки производится их статическая балансировка. Динамической neypaBHOBenjeHHO Tbra фланец-вилок обычно пренебрегают вследствие их малости. [c.424]

Эти благоприятные условия трудно обеспечить на универсальной балансировочной машине, предназначенной для балансировки широкого ассортимента гибких роторов, имеющих различные веса и скорости вращения. Более перспективной для такой цели оказывается балансировочная машина не с податливыми, а с Жёсткими ЙЗОГриПНЫМЙ опорами, у которой вместо Перемещении регистрируются динамические давления цапф ротора на неподвижные опоры. [c.512]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...