Резонанс роторов

В некоторых случаях, как, например, у фундаментов турбогенераторов № 1 и 5, на колебаниях нижней плиты отражается резонанс роторов и системы элементов фундамента. Вибрации плиты при этом увеличиваются на 3— 5 мк. [c.31]

В аналитических выводах удобнее пользоваться круговой частотой колебаний математического маятника. Тогда для маятникового резонанса ротора [2] [c.209]

Кроме того, вибрация возникает при пуске или останове турбин на определенных частотах вращения. При воздействии на ротор периодической силы, изменяющейся с частотой, равной одной из частот его собственных колебаний, ротор попадает в резонанс. При этом отклонения ротора от положения равновесия наибольшие и вибрация турбины резко увеличивается. Когда ротор разгоняется до рабочей частоты вращения, он может один или несколько раз попадать в резонанс с различными амплитудами колебаний. Частоты вращения, при которых ротор попадает в резонанс, являются опасными для работы турбины. Для предотвращения повышенной вибрации период работы на этих частотах должен быть возможно короче. Инструкцией по эксплуатации оговариваются резонансные частоты вращения турбин. Частота собственных колебаний ротора зависит от его размеров и массы, а резонансная частота — от жесткости подшипников, корпуса турбины и фундамента. Вибрация, связанная с резонансом ротора, характеризуется тем, что с повышением частоты вращения амплитуда колебаний резко увеличивается, а [c.188]

Момент изменяющийся по гармоническому закону с частотой со, равной угловой скорости ротора, вызывает вынужденные незатухающие колебания люльки. По мере убывания угловой скорости со ротора уменьшается и частота изменения возмущающего момента Когда эта частота станет близкой к собственной частоте колебаний системы k, возникает состояние резонанса в это время амплитуда колебаний люльки станет наибольшей. Из теории колебаний известно, что при резонансе амплитуда А вынужденных колебаний может считаться пропорциональной амплитуде возмущающего фактора [c.297]

Таким образом, в отличие от рассмотренных в предыдущей задаче вынужденных колебаний, вызванных неуравновешенностью ротора, в данном случае резонанс наступает при любом из двух значений (8) угловой скорости вращения ротора. [c.621]

Сопоставляя эти значения с результатами, полученными в задаче 456, где вынужденные колебания рассматривались без учета сил сопротивления, видим, что при неограниченном росте угловой скорости ротора предельные величины амплитуды колебаний не отличаются друг от друга, а сдвиг фаз в обои.ч случаях стремится к нулю. Вдали от резонанса вынужденные колебания с учетом сил сопротивления мало отличаются от вынужденных колебаний без учета сил вязкого трения. [c.624]

Из таблицы видно (см. стр. 629), что при В А уравнение (1) имеет два положительных вещественных корня ш, и шз, т. е., что резонанс наступает при этих двух значениях угловой скорости ротора. В этом случае имеется два значения критической угловой скорости, причем [c.638]

Из уравнений (8) видно, что характер колебаний, вызываемых силой Р вблизи резонанса при соответствующей критической угловой скорости, определяемой из уравнения/1 (ш) = О, отвечает синхронной обратной прецессии ротора. [c.642]

Резонанс 343 Ротор вектора 377 [c.455]

Двигатель весом Р=0,5 Т установлен на двух балках (рис. к задаче 10.44), Ротор двигателя, весящий Pi=0,l Т, имеет эксцентриситет г=5 мм. Определить, при каком числе оборотов наступает резонанс и чему равно при этом наибольшее нормальное напряжение в балке. Коэффициент демпфирования 7=0Л- Длина, [c.237]

На рис. 56 показана схема балансировочного станка рамного типа, в котором ось ротора вместе с рамой может колебаться вокруг оси О под действием неуравновешенных масс. Балансируемый ротор устанавливается на раме так, чтобы одна из плоскостей коррекции (например, плоскость II) совпала с плоскостью, содержащей ось колебаний рамы О. Тогда амплитуда колебаний рамы, измеряемая обычно при резонансе, зависит только от дисбаланса в плоскости коррекции I. Вынуждающий момент Я равен моменту силы инерции РуЦ относительно оси О.- [c.127]

Из теории колебаний известно, что при совпадении частот вынужденных и собственных колебаний амплитуда колебаний системы максимальна. Частота вынужденных колебаний, вызываемых дебалансом, равна угловой скорости о) ротора. Совпадение частот колебаний может иметь место при 0) = , соответствующей переходу системы в состояние резонанса. [c.340]

При помощи фрикционного ролика, приводимого в движение электродвигателем, разгоняют ротор затем отводят ролик, и ротор переходит в режим свободного выбега (движение по инерции). Из-за сопротивления воздуха и трения в опорах угловая скорость ротора убывает и в некоторый момент сравнивается с частотой собственных колебаний всей установки (машины и ротора) —наступает резонанс (с0 = с0р з). Острие 2 записывает амплитуды колебаний. Так как максимальной амплитуде соответствует предельное перемещение острия, то эту амплитуду можно измерить с большой точностью. [c.341]

Придавая всей системе собственные колебания с некоторой частотой к и вращая ротор с числом оборотов заведомо большим, чем критическое, можно в момент выбега получить явление резонанса и с помощью индикатора 6 зафиксировать при этом амплитуду колебания. Ориентировочно можно считать, что наибольшее отклонение люльки с деталью вверх происходит тогда, когда масса также расположена вверху. [c.94]

При проектировании судовых турбомашин, работающих с различной частотой вращения ротора, приходится считаться с возможностью попадания лопаток в резонанс. Для снижения динамических напряжений рекомендуется [c.283]

Еще одним важным фактором, определяющим работоспособность ГПА, является уровень вибрации опорных систем осевого компрессора и турбины. Вибрация подшипников нагнетателя не является показательной характеристикой действующих усилий,-поскольку корпус имеет несоизмеримо более высокую жесткость и массу по сравнению с ротором, и поэтому изменение вибрационного состояния ротора практически не меняет уровень вибрации его подшипников. Под опорной системой принято понимать упруго связанные между собой подшипники, корпус, стойку и фундамент. Динамическое состояние опорных систем, т.е. их близость или удаленность от резонанса, зависит главным образом от состояния корпусов и от правильности сборки опорных подшипников. При короблении корпусов происходит неравномерное распределение нагрузок на опорные стойки, а также изменение жесткости опорных систем. [c.87]

Был решен ряд задач по автоколебательным процессам в машинах. В последние годы изучались колебания деталей роторных машин и механизмов крупных роторов мош ных турбин и турбогенераторов, барабанов центрифуг, роторов газовых турбин, шпинделей станков и веретен и ряда других. При этом исследовались колебания самого вала с учетом прецессии центра вала, угловых прецессий плоскости сечений, связанных с ним дисков, влияния собственного веса и неодинаковой жесткости вала в различных направлениях, упругости опор, влияния трения и т. д. Исследованы были также динамические явления, возникающие при работе гибких валов. В частности, такие вопросы, как наличие кратных резонансов и нестационарный переход через эти резонансы, устойчивость в закритической области, влияние присоединенного двигателя ограниченной мощности в условиях стационарных и нестационарных колебаний и др. [c.31]

Здесь, так же как и в роторах с гибким валом, может иметь место резонанс, когда деформации и перемещения витков равны бесконечности. В отличие от случая гибкого вала или вала на упруго-податливых опорах, упругое звено в нашем случае — это само тело ротора. [c.28]

Особенно простое и компактное деление при отыскании условий резонанса имеется, если А = оо, т. е. "е = оо. Этому соответствует следующая модель ротора. Виток ленты представляет собой нерастяжимую нить или ленту, имеющую форму окружности, причем между витками имеется прослойка связующего, которая может иметь деформации сдвига и растяжения. Таким образом, витки нити могут смещаться друг относительно друга, искривляться, но они не могут сжиматься и растягиваться. [c.28]

В работе [101] проведен теоретический анализ влияния нелинейных упругих свойств контактирующих тел шарикоподшипников на динамику ротора. Выявлена связность. всех форм колебаний (аксиальных, радиальных и угловых). Поэтому при действии возмущающей силы по одному из направлений с частотой, близкой к собственной частоте другого направления, возможно появление в системе резонанса. [c.254]

Это предположение достаточно правдоподобно, так как силы демпфирования в системе ротор — корпус относительно невелики и можно думать, что здесь, как и при крутильных колебаниях коленчатых валов, имеет место практическое совпадение формы колебаний при резонансе и свободных колебаниях. [c.190]

Главная диссипативная роль при колебательных процессах в редукторах принадлежит конструкционному гистерезису , так как потери в местах посадки подшипников, зубчатых колес, пакета ротора двигателя, а также в шлицевых, шпоночных и других неподвижных соединениях превосходят другие потери. Однако для весьма жестких систем и эти потери энергии не могут устранить значительные динамические усилия при приближении к резонансу. Методы учета конструкционного гистерезиса описаны в работе [45]. [c.270]

Однако процесс балансировки выполняется в режиме резонанса и вследствие этого угловая скорость ротора при этих усло-г.иях меняется мало, а потому практически ее можно считать постоянной. В данном случае вместо двух дифференциальных уравнений, соответствующих двум обобщенным координатам, можно воспользоваться одним для координаты, определяющей положение подвижной части станка. [c.119]

Если ротор привести во вращение, то неуравновешенная его часть будет действовать на подшипники С, и центробежная сила неуравновешенной части будет возбуждать крутильные колебания подвижной части станка. Таким образом, задание закона изменения угла поворота ротора определяет изменение угла ф наклона звена А. В практике балансирования ротора D его приводят во вращение при помощи электродвигателя через фрикционную передачу. После достижения им определенной скорости фрикционное колесо отключают от ротора и последний замедляет свое движение. Так как ротор не уравновешен, то подшипники испытывают действие динамических давлений, векторы которых вращаются и поэтому станок колеблется. Амплитуда таких колебаний оказывается наибольшей тогда, когда наступает явление резонанса, при котором период вынужденных колебаний становится равным периоду колебаний свободных. Амплитуда наибольших колебаний отмечается стрелкой Е на закопченной бумаге F. Перед установкой на станок на роторе намечают две плоскости уравновешивания, на каждой из которых устанавливают по одному противовесу. Такие плоскости на фиг. 59 обозначены цифрами /—/ и II—II. Центробежные силы противовесов образуют силу и пару сил. Вектор центробежной силы противовесов должен быть равен главному вектору сил инерции ротора, и направлен противоположно ему, а вектор момента пары центробежных сил должен быть равен и противоположно направлен главному вектору моментов сил инерции ротора. [c.119]

Роторы современных машин часто работают на оборотах, превышающих критическую скорость первого и более высоких порядков. Поэтому при выходе на рабочие обороты ротор проходит через зоны интенсивных колебаний. Вопросам перехода ротора через резонансные состояния посвящено большое количество работ. Гораздо меньше изучены переходы через зоны автоколебаний [1, 2], располагающиеся следом за зоной резонанса. [c.42]

Действие силы переменной частоты. Выше (см. рис. 1.9) был дан пример возникновения гармонической возмущающей силы при вращении неуравновешенного ротора. При этом предполагалось, что угловая скорость вращения постоянна во времени. Рассмотрим колебания, развивающиеся в процессе разгона машины, когда угловая скорость постепенно увеличивается от нуля до некоторого конечного значения. Особенно важен случай, когда в процессе разгона происходит переход через резонанс. Если переход совершается не очень медленно, то возникающие колебания значительно отличаются от колебаний при установившемся режиме. Поэтому было бы неверным оценивать опасность перехода через резонанс по тем амплитудам, которые могут быть вычислены при расчете установившихся резонансных колебаний. [c.223]

Из выражения (3) видно, что каждый неуравновешенный элемент ротора может вызвать резонанс по первой форме колебаний. При этом резонанс во всех случаях будет на одних и тех же оборотах (если со = Юкр)-Наличие одного резонанса в выражении (3) позволяет сделать вывод о том, что уравновешивание всех элементов однодискового (симметричного) ротора позволяет предупредить динамический прогиб по первой форме колебаний. [c.38]

Первая частота соответствует первой форме колебаний, т. е. случаю, когда дисбаланс ротора сосредоточен в среднем диске вторая частота — второй форме колебаний, т. е. случаю, когда дисбаланс ротора сосредоточен в одном из крайних дисков. В зависимости от числа оборотов, при которых происходит резонанс, можно судить о месте нахождения дисбаланса ротора — возбудителя колебаний. [c.53]

Наличие нескольких резонансов в рабочем диапазоне оборотов свойственно многим роторным машинам с податливыми корпусами. Однако проявляется тот или иной резонанс в большей мере в зависимости от того, где сосредоточен дисбаланс ротора. В случае больших вибраций возникает задача — выбрать оптимальное число плоскостей коррекции, соответствующее местам сосредоточения дисбаланса. Только тогда динамическая балансировка позволит наиболее эффективно снизить уровень вибраций, так как устранение дисбаланса именно в тех плоскостях, где он заложен, позволяет предотвратить упругий прогиб оси ротора. [c.53]

Способ определения осевой ординаты местоположения дисбаланса ротора по оборотам резонанса особенно целесообразен для тех видов испытаний, на которых не производится измерения фазы колебаний и, следовательно, трудно определить форму колебаний ротора. [c.53]

При таком резонансе частота нутационных колебаний совпадает с частотой изменения возмущаюш его момента, создаваемого ротором гироскопа (например, если ротор гироскопа динамически несбалансирован — см. VI.5). [c.130]

Критической скоростью вращения ротора называют такую скорость, при которой возможен значительный рост уровня колебаний ротора, возбужденных его неуравновешенностью (небалансом). Это увеличение амплитуд колебаний часто связывают с резонансом частоты возмущающих сил от небаланса с собственной частотой плоских изгибных колебаний невращающегося ротора. Такое толкование не отражает однако полностью существа явления. Дело заключается в том, что обычно в теории колебаний упругих систем рассматриваются малые колебания около поло- [c.42]

В случае же наличия осесимметричных упругих опор и при условии, что главные плоскости изгиба вала и инерции диска овпадают, применяя описание движения во вращающейся вместе с ротором системе координат, получим дифференциальные уравнения движения (11.50), в которых только [в отличие от (11.50)] в правых частях стоят не нули, а некоторые постоянные (так как проекции силы и момента от неуравновешенного грузика на вращающиеся вместе с валом оси координат будут постоянными). Отыскание частного решения, соответствующего таким правым частям, приводит нас к исследованию двух независимых систем уравнений вида (II.63а) и (11.636) эти системы уравнений ничем не отличаются по своей структуре от уравнений (III.36). Таким образом, для каждой из двух главных плоскостей изгиба вращающегося неосесимметричного ротора будет иметь место решение вида (III.42), содержащее два слагаемых, одно из которых при соответствующем резонансе обращается в бесконечность. Для формального нахождения этого решения, как и в случае осесимметричного ротора, можно, вводя фиктивные массовые моменты инерции диска [c.125]

Во-первых, силы трения практически не влияют на величину тех прогибов вдали от резонанса, которыми оперируем в дальнейшем их влияние существенно только при определении прогибов ротора вблизи критического режима (и при нем). При рекомендуемом подборе параметров нелинейного демпфера принципиально не нужно определять критических прогибов, так как получается такая картина изменения прогибов от оборотов, при которой никогда не будут развиваться резонансные явления и прогибы не будут определяться величиной сил демпфирования. Они получатся из условия равновесия упругих и центробежных сил, силы же трения вдали от резонанса несущественно скажутся на этих условиях равновесия. При этом момент сил трения будет уравновешиваться вчешним крутящим моментом, подводимым 74 [c.74]

Покажем, что даже при малых (линейных) колебаниях цапфы неуравновешенная сила при наличии зазора будет передавать на корпус не чисто гармоническое возбуждение тп р е ousin at, а полигармоническую силу, являющуюся причиной многих резонансов, при которых частота колебаний будет кратна угловой скорости вращения ротора. Представим в виде полигармонической силы вертикальную (обычно большую) составляющую Р силы Р (Vni. 2). Отметим, что в этом случае следует учитывать переменную составляющую силы, действующую на опору. Она будет равняться [c.215]

Соединение трансформатора с торсионным валом 6 позволяет использовать эффекты косвенного резонанса для динамического усиления выходного потока при внешней нагрузке 2о реактивного характера. Каждый из роторов трансформатора со спиральным каналом можно использовать, как и автономный источник переменной, гидравлической мощности. Для этого достаточно сообщить ротору поворотные колебания V = Vp os (ot или приложить к нему переменный момент М — = Mq os Ш. в этом случае, имея на выходе спирального канала сопротивление г , получим систему мягкого возбуждения переменного давления. Для преобразования преимущественно постоянных потоков применяют также гидромоторно-насосные агрегаты, пред- [c.245]

Прецизионная роторная система (ПРС), составной частью которой является HKG, — типичный и широко распространенный объект ответственного назначения. Его основным элементом является быстровращающийся сбалансированный жесткий ротор, установленный в шарикоподшипниковых опорах и герметизированном корпусе. Качество сборки определяется пространственной изотропией жесткостей с у). Последние при размеш ении объекта в ориентированном вибрационном поле начинают коррелировать с информативными резонансными частотами (ш , <о ) и добротностью ф. Оценка технического состояния реализуется на дихотомическом уровне ( годен—негоден ) по измеренному значению информативной частоты и добротности. Задача в цепом осложняется нелинейностью системы на основном резонансе, зашумленностью и недоступностью для непосредственного измерения (наблюдения) всех компонент вектора фазовых координат. Для решения задачи оценивания уиругодиссинативных связей ПРС достаточно эффективным оказался метод тестовой вибродиагностики, предложенный в [3] и основанный на комбинации методов идентификации и диагностического подхода. В качестве экспериментальной информации используются отклонения от номинальных значений параметров введением в рассмотрение функциональной модели. На этапе обучения составляется математическая модель (ММ), идентифицируется, одновременно предлагается функциональная модель (ФМ). В качестве функциональной модели используется линейный цифровой фильтр с предварительным нелинейным безынерционным коэффициентом (модель Гаммерштейна). Уравнения связи записываются так, что они разрешены непосредственно относительно контролируемых параметров — коэффициентов математической мо- [c.138]

На рис. 2 показаны результаты балансировки по двум и по трем плоскостям приведения. Из рис. 2 видно, что балансировка по трем плоскостям оказалась более результативной, чем по двум плоскостям в том случае, когда резонанс был на режиме > = 0,62 сокр, т. е. тогда, когда дисбаланс был сосредоточен посередине ротора (третья плоскость приведения). И, наоборот, балансировка по двум плоскостям коррекции, расположенным у опор, оказалась эффективнее в том случае, когда резонанс [c.49]

Определение величины и положения дисбаланса является одной из наиболее сложных задач, возникающих при уравновешивании гибких роторов. Одним из перспективных методов, применяемых для данных целей, является метод, приведенный в работе [1]. На основе анализа АФЧХ, снятых в окрестности критической скорости, определяют величину и положение дисбаланса и динамические характеристики системы (коэффициент демпфирования, собственные формы и частоты колебаний). Для снятия экспериментальных АФЧХ по существующей методике необходима длительная работа динамической системы на стационарном или квази-стационарном режиме в окрестности критической скорости. Длительная работа в области резонанса опасна из-за появления значительных динамических нагрузок и при большом начальном дисбалансе не всегда представляется возможной. [c.120]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...