Дисбаланс шин: определение

Действительно, зная величину неуравновешенности ротора, можно определить соответствующий ей эксцентрицитете и сравнить его с допустимым эксцентрицитетом е , определенным аналитически. Подсчеты показали, что расхождение между допустимыми эксцентрицитетами, определенными аналитически и экспериментально, составляет около 5%, а численные значения допустимых дисбалансов, определенных таким способом, имеют одинаковый порядок с допустимыми дисбалансами, установленными практически при балансировке роторов на заводах. Следовательно, приведенная выше методика определения допустимых дисбалансов роторов авиационных ГТД, исходящая из основной предпосылки— достаточной контактной выносливости элементов подшипника, является вполне приемлемой для практических целей и подтверждается экспериментальными данными. [c.495]

Определение дисбалансов и подбор соответствующих противовесов осуществляют при помощи специальных механических или электромеханических балансировочных станков. [c.100]

Способы определения модуля и направления дисбаланса ротора в плоскости уравновешивания основаны на измерении максимальных амплитуд колебаний рамы при трех условиях запуска ротора. Рассмотрим один из этих способов. Замеряем амплитуду А1, обусловленную дисбалансом А1 (рис. 72). После этого прикрепляем к балансируемой детали в плоскости вращения корректирующий груз массы на некотором расстоянии р от оси вращения (направление радиус-вектора может быть выбрано произвольно). Этот груз обусловливает дополнительный дисбаланс А = Рк. который, складываясь геометрически с дисбалансом А], дает результирующий дисбаланс [c.102]

Быстровращающиеся детали машин не могут быть идеально сбалансированы и в практических случаях всегда возникают инерционные силы дисбаланса, уводящие вращающуюся деталь (вал, ротор) от оси Вращения. При этом, как показывает опыт, при определенных угловых скоростях вращения, называемых критическими, имеют место наибольшие прогибы системы и наиболее сильная ее раскачка. При дальнейшем увеличении числа оборотов раскачка уменьшается. Этому явлению можно дать довольно простое объяснение, рассматривая упругую систему как колебательную, а силы дисбаланса — как возмущающие силы. [c.495]

Для определения дисбаланса в плоскости I проводят три испытания с измерением амплитуд вынужденных колебаний рамы. При первом испытании определяется амплитуда Л при втором испытании в плоскости коррекции / устанавливается в произвольном месте корректирующая масса с дисбалансом т г , что соответствует появлению дополнительной си.ты инерции ик- Суммарная сила инерции + дает амплитуду Ль После измерения этой [c.127]

Гибкие роторы. Если расстояние между опорами ротора значительно больше его диаметра, то при определении допустимых дисбалансов следует принимать во внимание деформации изгиба ро- [c.130]

Вследствие трения, возникающего между деталью и призмами, балансировка оставляет некоторый дисбаланс, характеризующий оставшуюся неуравновешенность и измеряемый статическим моментом М = Ge, где G — вес балансируемой детали, а е — расстояние от центра тяжести 5 до геометрической оси вращения. Для определения оставшегося дисбаланса подвешивают постепенно у одного из каждой пары противоположных делений небольшие грузы, выводя из состояния покоя. Как только тело начнет медленно вращаться на призмах, добавочные грузики снимают и взвешивают. По минимальному значению веса этих грузиков находят более тяжелую часть детали, для уравновешивания которой [c.421]

Гибкие роторы. Если расстояние между опорами ротора зпа чительно больше его диаметра, то при определении допустимых дисбалансов следует принимать во внимание деформации изгиба ротора или его вала. Для установления основных соотношений между деформациями изгиба и величинами дисбаланса рассмотрим простейший случай вертикального вала, на котором укреплен диске массой т (рис. 96). Центр масс S диска смещен от оси вала на величину е. Массой вала пренебрегаем. При вращении вала с угловой скоростью й центробежная сила диска вызывает изгиб вала. Обозначим через у прогиб вала в сечении, где укреплен диск. Тогда центробежная сила инерции получит значение [c.327]

Рис. 1. Расчет корректирующих масс Рис. 2. Определение дисбаланса

Фазовый же угол дисбаланса может быть определен [c.53]

Определение статического дисбаланса тела. [c.311]

Фиг. 109. Определение динамического дисбаланса тела.

Периодический характер изменения сил давления газов и сил инерции движущихся частей механизма двигателя вызывает вибрацию двигателя. Действие этих периодических возмущений приводит к возникновению сложной картины вибрации двигателей. Однако надежное теоретическое определение основных возмущающих усилий, возникающих в двигателях различных конфигураций, затруднительно, так как в двигателях имеются и другие источники вибрации, которые теоретически трудно учесть. Среди них остаточные дисбалансы многочисленных вращающихся частей, удары поршней при перекладке зазоров, газодинамические колебания, воспламенение и сгорание топлива в цилиндрах, удары в зубчатой передаче, удары клапанов, импульсы выхлопных газов и разновес комплекта шатунно-поршневой группы и др. [46 ]. [c.187]

Как отмечалось, с ростом оборотов растет точность показаний применяемых датчиков. Эта особенность метода была удачно использована в экспериментах при определении величины дисбалансов дисков ротора, т. е. величин г. [c.106]

Определение и устранение дисбаланса приваркой балансировочных грузов к двум соседним спицам [c.22]

Определение и устранение дисбаланса приваркой, балансировочных грузов [c.25]

Процесс определения величины дисбаланса ведется известным способом с использованием пробных грузов. Если динамические характеристики системы известны, то достаточно одного пуска для определения составляющих неуравновешенности, соответствующих формам колебаний ротора. Если характеристики системы неизвестны, то проводят пуск ротора с системой пробных грузов, размещенных по формам колебаний (.г) ( ) = = 6 г/ (х) (х), где (х) — масса пробных грузов, устанавливаемых по п-й форме г (х) — радиус-вектор установки грузов [c.56]

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ НЕЧУВСТВИТЕЛЬНЫХ СКОРОСТЕЙ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ОСЕВОГО ПОЛОЖЕНИЯ ДИСБАЛАНСА НА ГИБКОМ МНОГОДИСКОВОМ РОТОРЕ [c.97]

Нечувствительные скорости могут быть использованы также для нахождения осевой координаты дисбаланса в роторе на рабо-тающей машине без ее остановки и разборки. Определение этой величины особенно важно в случаях, когда ротор состоит из набора дисков. Подобные конструкции часто применяются в технике-и правильное определение места дисбаланса имеет решающее значение для проведения балансировки машины на месте ее установки. [c.97]

Выражения (1) можно использовать для определения прогибов вала и при действии центробежных сил, вызванных дисбалансами дисков. [c.97]

В принципе можно определять место расположения дисбаланса и с помощью одного датчика, установленного на корпусе машины вблизи одной из опор. В этом случае датчик должен измерять амплитуду перемещений вала вблизи опоры или амплитуду перемещений корпуса. В последнем случае можно использовать датчик сейсмического типа. Способ измерения перемещений корпуса проще в конструктивном исполнении, но, может быть, несколько менее точен в определении нечувствительных скоростей. [c.100]

На примере двухдискового ротора показана возможность использования нечувствительных скоростей для определения диска, на котором имеется дисбаланс. [c.111]

Описанный метод позволяет создавать на испытываемом радиальном подшипнике не только статические, но и динамические нагрузки от дисбаланса. Для этого на консольном конце ротора можно закрепить дополнительный груз в виде плоского диска с определенным смещением его центра массы. При необходимости стенд можно расположить с некоторым углом наклона оси ротора или же создать аналогичный стенд с горизонтальным расположением ротора. [c.228]

Получив для испытываемого ГСП данные по распределению давления в рабочих камерах в зависимости от действующей нагрузки, можно впоследствии (при испытаниях насоса) путем измерения давлений в камерах ГСП экспериментально определить фактические усилия на опорах. Это позволит выявить возможное несоответствие фактических и расчетных усилий и, при необходимости, внести изменения в конструкцию ГЦН. Особенно важно проверить работоспособность ГСП в режимах пуска и на выбеге (при остановке ГЦН). Как правило, необходимый для работы ГСП перепад давления создается основным рабочим колесом ГЦН. Поэтому в период пуска и остановки насоса ГСП имеет переменную грузоподъемность (от нуля при стоящем ГЦН до максимума при достижении номинальной частоты вращения). В то же] время величина реакций на опорах определяется как силами, не зависящими от частоты вращения ГЦН (например, составляющие массы ротора), так и силами, зависящими от нее (например, гидродинамические силы, силы от дисбаланса ротора и др.). Вследствие этого в период пуска или остановки имеют место моменты, когда ГСП работают не во взвещенном состоянии, а как обычные подшипники скольжения. На продолжительность этих периодов влияют характеристики разгона и выбега (зависимость частоты вращения ротора от времени), с одной стороны, и характер изменения реакций на опорах в период разгона и выбега, с другой. Эти обстоятельства приводят к необходимости проверки работоспособности ГСП в режимах пуска и остановки только в составе натурного образца ГЦН путем проведения определенного числа пусков и остановок с последующей разборкой ГЦН и проверкой износа ГСП. [c.233]

Способ, близкий к изложенному, полезно употреблять при серийном производстве для добалансировки вблизи максимальных оборотов отдельных выпадающих роторов, уравновешенных на малой скорости в оптимальных плоскостях. Эту операцию удобно выполнять добавочным грузом посередине ротора, угловое положение которого диаметрально противоположно направлению векторной суммы двух первоначальных дисбалансов, определенных на низкооборотном балансировочном станке. При необходимости угловое положение груза уточняется подбором или по замеренному на рабочей скорости вектору амплитуды перемещения одной из опор (либо по их векторной сумме или опорным реакциям) методом динамических коэффициентов влияния. Они находятся опытным путем на первых образцах. В корпусе машины нужно предусмотреть съемную крышку или люк для смены среднего груза без разборки. [c.87]

Величина дисбаланса, определенная измерительной частью станка, пересчитывается электронным блоком в глубину сверления и запоминается устройством, расположейньш в сверлильной головке. [c.390]

Процесс балансировки состоит из двух частей 1) определение места н величины дисбаланса (т. е. силы, характеризующей неурав- [c.509]

При вращении несбалансированной детали рама 6 начинает качаться, показывая величину колебания стрелкой 16 на шкале 17, называемой амплиметром максимальное отклонение стрелки /бамплим тра определяет величину дисбаланса. Оэответственно этой величине передвигают противовес 10 на определенное расстояние, т. е. создают искусственную неуравновешенность в передней бабке 7 станка и повертывают диск и на угол для определения места на валу, где нужно будет высверлить лишний металл. Сначала определяют дисбаланс с одного конца, потом аналогичным способом — с другого. [c.513]

При вращении шпинделя вместе с ротором ось г под влиянием неуравновешенности ротора описывает коническую поверхность, а плита 2 совершает пространственное движение. Составляющая этого движения, направленная вдоль оси х, воспринимается массой 6. Вынужденные колебания массы относительно плиты / преобразуются датчиком в ЭДС, направляемую в электронное счетнорешающее устройство (на рис. 6.15 не показано), являющееся неотъемлемой частью балансировочного станка. Это устройство выдает сведения об искомой неуравновешенности в виде модуля и угловой координаты главного вектора D,, дисбалансов ротора. (На рис. 6.15 статическая неуравновешенность ротора условно представлена в виде неуравновешенности некоторой точечной массы, дисбаланс которой равен главному вектору D<, дисбалансов ротора.) После определения Z),, оператор устраняет неуравновешенность обычно способом удаления материала (удаления тяжелого места ) (см. 6.4). [c.218]

Представим динамическую неуравновешенность ротора в виде двух дисбалансов Ол и Он, приведенных к плоскостям коррекции /1 и S. Метод балансировки предусматривает сначала определение дисбаланса Da, а затем дисбаланса Du. Чтобы при выявлении дисбаланса D, исключить влияние дисбаланса Du, ротор надо уложить на подшипники рамы определенным образом плоскость коррекции В должна пройти через ось шарнира О (рис. 6.16, а). Тогда дисбаланс Du момента относительно этой оси не даст и, следовательно, на вынужденные колебания системы ротор — рама влиять не будет. [c.219]

При вращении ротора под влиянием его неуравновешенности ось 2 и плита 2 совершают пространственное движение, которое воспринимается датчиками 4 м 5. Датчики преобразуют вынужденные механические колебания плиты в ЭДС, направляемые в электронное счетно-решающее устройство (на рис. 6.17 не показано), которое является составной частью балансировочного станка. Электросхема этого устройства смонтирована таким образом, что измеритель дисбаланса Di настр аивается на исключение в своих показаниях влияния дисбаланса >2 и дает, таким образом, сведения только о дисбалансе ) . Точно так же благодаря специальной настройке измеритель дисбаланса Dq дает сведения только об этом дисбалансе. Следовательно, оба искомых дисбаланса одновременно определяются электронным устройством, чем обеспечивается высокая производительность станка. После определения D и Da оператор балансирует ротор в плоскостях коррекции, обычно способом удаления материала (см. 6.4). [c.222]

Для определения меридиальной плоскости дисбаланса пользуются способом корректирующих масс. Этот способ заключается в том, что к балансируемому телу в выбранной плоскости исправления /-/ (рис. 13.11,6) искусственно присоединяется известная дополнительная масса гИк. помещаемая на определенном расстоянии г,, от оси вращения тела А (рис. 13.12, а). Дисбаланс корректирующего груза = известен. [c.421]

Углы а и а", а также величины дисбалансов D и D" в плоскостях коррекции находятся, как правило, экспериментальным путем. Экспериментальное определение неуравновешенности вран1ающегося звена и ее устранения называется балансировкой. Она производится на специальных устройствах, называемых балансировочными станками. [c.321]

Вал, работающий при угловой скорости, меньшей критической, принято называть жестким, а при угловой скорости, большей критической — гибким. Если на валу укреплено несколько дисков, то колебательная система вал — диск имеет несколько степеней свободы, и тогда должно быть несколько критических (резонансных) угловых скоростей. Наименьшая из этих скоростей называется первой резонансной. С учетом того, что при балансировке роторов принимается во внимание упругость ппор ротора, ГОСТ 19534-70 дает следующее определение жестких и гибких роторов К жестким роторам относятся роторы, у которых после балансировки в двух произвольно выбранных плоскостях коррекции на частоте вращения при балансировке ниже первой резонансной системы ротор — опоры значения остаточных дисбалансов в плоскостях опор не превзойдут допустимых значений на эксплуатационных частотах вращения. Все остальные роторы относятся к гибким . [c.328]

Заметим, что вектор динамического дисбаланса ротора обычно определяется по отношению к какой-либо оси и перпендикулярно11 ей плоскости, проходящей через центр масс такого ограничеипя нрн определении вектора Ад мы здесь пе иакладываем. [c.225]

Второй метод основан на следующем принципе если во вращающемся теле имеется дисбаланс только в плоскости R (фиг. 115), то ось тела будет колебаться в пределах конических поверхностей, проходящих через линии 0 0 и О2О2. При этом будет иметься всегда определенная точка N, Индикато т в которой лежат вершины этих конических поверхностей и в которой колебания от груза, расположенного в плоскости R, будут равны нулю. [c.315]

Индикаторы для определения величины и расположения дисбаланса у большинства современных балансировочных станков представляют собой легкую подвижную катушку, расположенпую в поле мощного постоянного магнита. Катушка соединена механически с одним из концов качающейся рамки и электрически, через выпрямляющее устройство, с электрическим индикатором --м и л л и а м пе р м е т р о м. [c.316]

Таким образом, даже без учета отклонений геометрии узла цапфа — подшипник на корпус реальной роторной машины, всегда имеюш,ей радиальный зазор в подшипниках, передаются полигармонические силы, которые могут вызывать на разных оборотах резонансные колебания. Это и объясняет обилие гармоник перемеш,ения корпуса реальной турбомашины. Отметим, если систему ротор — корпус рассматривать как линейную, не имею-ш,ую зазоров в подшипниках, то дисбаланс ротора может на корпусе возбудить только первую гармонику перемещения. Можно сказать, что амплитуда первой гармоники в колебаниях двигателей в основном определяется дисбалансом. Амплитуды гармоник высших порядков определяются многими факторами. Их следует тщательно изучить. Конечным результатом этих исследований должна явиться разработанная в деталях технология вибродефектоскопии. Такая технология должна иметь возможность по величинам амплитуд различных гармоник перемещения (или ускорения) указать на основные возможные технологические дефекты, приводящие к росту соответствующих гармоник на тех или иных оборотах двигателя. Для определения такого соответствия необходимо выполнить по специальной программе достаточно большое число экспериментов, при которых в конструкцию двигателя преднамеренно вводятся типичные дефекты, нарушения геометрии и при этих условиях осуществляется гармонический анализ перемещений корпуса двигателя, т. е. определяются характерные величины амплитуд разных гармоник. [c.217]

Другая группа статей посвящена рассмотрению вопросов, связанных с балансировкой роторов. В них показана возможность определения осевого положения дисбаланса по величинам нечувствительных скоростей гибкого ротора или по его амплитудно- фазо-частотпым характеристикам. Исследована возможность балансировки гибкого ротора грузами, место установки которых яе совпадает с дисбалансом. Рассмотрены методы балансировки многовальных и многоконтурных турбомашин с различными скоростями совместно работающих роторов и описаны соответствующие аппаратура и оборудование. Рассмотрены вопросы автоматической балансировки на ходу жестких роторов с помощью устройств со следящими системами. [c.3]

Изложенные теоретические предпосылки легли в основу определения величины и положения дисбаланса на основе анализа АФЧХ деформаций. [c.60]

На рисунке приведены экспериментальные АФЧХ деформаций, снятые по показаниям тензодатчиков во вращающейся системе координат. Величина резонансного диаметра ODi (кривая 1) соответствует деформации ротора при переходе через критическую скорость с исходной неуравновешенностью. Точка Z>i соответствует области с d lda = max. Направление резонансного диаметра ODi перпендикулярно к плоскости действия дисбаланса. Таким образом, первый же пуск ротора определяет положение дисбаланса, распределенного по данной форме колебаний. Если динамические характеристики системы известны, то сразу можно определить и величину дисбаланса, если неизвестны, то необходим второй пуск с пробным грузом для определения коэффициентов влияния. Тогда из соотношения рп( )/[Рп ( ) + И-п ( )1 = = OiDJOiD , где рп (s) — исходная неуравновешенность ротора, распределенная по п-й форме колебаний (s) — величина пробного груза, установленного по п-й форме колебаний — в " [c.60]

Таким образом, если дисбаланс есть только на первом диске,, то нулевые прогибы будут только в его плоскости на скорости (Он1, а в плоскости второго диска при любых скоростях прогибы не будут равны нулю. Наоборот, если дисбаланс есть только на втором диске, то и нулевые прогибы будут в его плоскости при скорости (Он2> а в плоскости первого диска прогибы всегда не будут равны нулю. Указанное обстоятельство позволяет предложить способ определения осевого положения неуравновешенности, заключающийся в следующем. При вращении ротора производят измерения прогибов ротора в плоскостях расположения дисков. Осуществить этот контроль можно, например, с помощью емкостных датчиков, измеряющих изменение величины радиальных зазоров между ротором и статором. Если измерения показывают, что на нечувствительной скорости сОнг прогибы в плоскости г-го диска равны нулю, значит дисбаланс расположен на этом диске и па нем же нужно ставить корректирующий груз. [c.99]

Использование нечувствительных скоростей для определения осевого положении-дисбаланса на гибком многодисковом роторе. Гусаров А. А., СамаровН. Г.-Сб. Колебания и балансировка роторных систем . Изд-во Наука , 1974. [c.111]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...