168— Влияние на колебание роторов

Соотношение между входной динамической жесткостью рамы в местах установки подшипников и масляного слоя влияет на колебания системы в целом только в окрестности резонансных частот. Вдали от резонансных частот подсистемы ротор и рама могут рассматриваться как несвязанные. Так, для рассмотренного в 3.4 турбогенератора варьирование жесткости рамы в пределах +15% не оказывало влияния на формы и амплитуды вынужденных колебаний ротора на частоте 50 Гц, хотя существенно сказывалось на формах колебаний рамы, и наоборот, варьирование жесткости ротора не влияло на амплитуду вынужденных колебаний рамы. [c.158]

Основным источником колебаний в турбомашинах, наиболее существенно влияющим на общий уровень вибрации на их лапах, являются неуравновешенные силы инерции, возбуждающие поперечные колебания роторов. Поэтому вопросы динамики вращающихся роторов составляют основное содержание этой главы. В частности, здесь рассмотрены различные аспекты задачи о нахождении критических скоростей вращения валов (влияние упругости опор, несимметрии упругих и инерционных свойств ротора, влияние гироскопического эффекта дисков и т. п.) и дана общая постановка задачи об исследовании устойчивости их вращения и р вынужденных колебаниях роторов (влияние внутреннего и внешнего трений, условия самовозбуждения автоколебаний на масляной пленке подшипников скольжения и т. д.). Описаны также различные методы расчета собственных частот изгибных колебаний и критических скоростей валов и, в частности, современные методы, ориентированные на применение ЭВМ. [c.42]

Отметим, что учет зазора в подшипниках качения роторов ГТД (где этот зазор делается повышенным из-за конструктивных соображений) может сместить критические режимы более чем на 30%, что больше общепринятого запаса на критические обороты, назначаемого конструкторами при проектировании турбомашин. Более того, не учитывая влияния радиального зазора в подшипниках на динамику ротора, невозможно объяснить появление колебаний ротора с частотами, кратными оборотам ротора (см. осциллограмму на фиг. 95). [c.191]

Произвольная система векторов может быть разложена по фундаментальным функциям собственных колебаний ротора на три группы, каждая из которых будет оказывать подавляющее влияние вблизи своей критической скорости. [c.244]

Для оценки влияния поля сил тяжести рассмотрим собственные колебания ротора без учета этого поля. Это удобно сделать, не составляя уравнений движения для исследуемой дискретной системы, известными методами [5]. [c.38]

В настоящей статье рассматриваются изгибные колебания ротора высокоскоростной ультрацентрифуги со схемой, аналогичной изучавшейся в работе [3]. Однако здесь ротор представлен как упругая гироскопическая система с распределенными и сосредоточенными параметрами учитывается гироскопический эффект только сосредоточенных масс. Численные значения параметров системы значительно отличаются друг от друга. Это приводит к появлению зон преимущественного влияния того или иного элемента ротора на его колебания. В ранее опубликованных работа - [c.47]

В работе исследуются собственные и вынужденные колебания ротора от неуравновешенности. Показано влияние негироскопической распределенной массы вала на зависимость собственных частот ротора от его скорости враш ения. Построены первые три собственные формы колебаний, причем вторая и третья соответствуют так называемой узловой точке частотной характеристики. По результатам исследования вынужденных колебаний построены формы упругих линий ротора при двух значениях скорости вращения. [c.48]

При анализе колебаний ротора в процессе увеличения числа оборотов следует учитывать жесткость опорных конструкций, так как она оказывает влияние на величину собственных колебаний. Поэтому необходимо, определив частоту собственных колебаний, исследовать условие появления резонанса в области этих частот, В этом случае имеет место равенство (Ор = о)с и, следовательно. [c.186]

С теоретической точки зрения, наилучшими системами для балансировки на втором этапе являются распределенные нагрузки, создающие эксцентриситет, отвечающий основным для рассматриваемого диапазона формам колебаний ротора. Каждая из них оказывает влияние только на одну составляющую неуравновешенности, Выбирая интенсивность распределенной нагрузки, можно полностью компенсировать соответствующую составляющую исходной неуравновешенности, остальные составляющие при этом остаются без изменений. [c.159]

Если по вопросам колебаний роторов, имеющих неодинаковую жесткость вала и податливость опор, имеется целый ряд работ, то вопросам влияния зазоров в подшипниках на колебательные процессы вращающегося ротора не уделено достаточного внимания. В то же время зазоры в подшипниках вращающегося ротора оказывают существенное влияние на характер колебательных процессов, происходящих в нелинейной динамической системе, которую представляют собой неуравновешенный гибкий ротор, вращающийся в подшипниках с зазорами. Характер колебаний этой системы определяется, по-видимому, не только зазорами в подшипниках, но и другими параметрами, такими как гиб- [c.196]

Подставляя в табличные выражения значения Aj, А л и Zo из выражений (25), получим расчетные формулы условий исключения влияния плоскостей коррекции и выходных напряжений компенсационной схемы. При подстановке вводим обозначения круговых частот параллельных и угловых колебаний ротора на гибком валу соответственно [c.279]

ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ КОЛЕБАНИЙ, ВОЗНИКАЮЩИХ В ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ, НА ТОЧНОСТЬ УРАВНОВЕШИВАНИЯ РОТОРОВ [c.317]

В книге, в частности, излагаются результаты перспективных исследований в области уравновешивания высокоскоростных роторов различных систе.м. К ним относятся методы исследования влияния дисбалансов ротора на колебания системы ротор — статор новые. методы уравновешивания гибких роторов методы уравновешивания многоопорных роторов и роторов, опирающихся на газовые подшипники применение средств технической кибернетики к уравновешиванию роторов. [c.7]

Еще более существенным это влияние может оказаться в летательных аппаратах, где перегрузки во много раз превосходят силы тяжести. В настоящей работе рассмотрение изгибных колебаний вертикальных роторов ограничивается полем сил тяжести. Однако если ускорение переносного движения имеет составляющую, параллельную оси вала, то полученные здесь результаты могут быть применены для исследования колебаний роторов движущихся объектов при постоянном ускорении переносного движения. [c.170]

Вынужденные колебания происходят от дисбаланса и расцентровки ротора. Возможны также случайные факторы, возбуждающие вибрации, как, например, крутильные колебания при коротком замыкании. Наконец, возможны колебания роторов под влиянием нестационарных гидродинамических сил в подшипниках и аэродинамических сил в рабочих колесах. Колебания последнего типа свойст- [c.34]

Масса воспринимает энергию колебаний ротора и уменьшает амплитуду колебаний корпуса подшипника. Жесткость способствует передаче энергии колебаний фундаменту. Если корпус подшипника легкий и не обладает большой жесткостью, он может сильно раскачиваться под влиянием вибрации ротора. Жесткий, обладающий большой массой корпус подшипника, наоборот, поглощает энергию колебаний и приводит к более спокойной работе турбины. Но часто это спокойствие оказы- [c.167]

Выполнение расчетов, о которых говорилось выше, к сожалению, для многоопорных роторов невозможно из-за отсутствия необходимых сведений по динамическим коэффициентам смазочного слоя для реальных подшипников, но приближенную оценку влияния смазочного слоя на величину критических угловых скоростей можно сделать. Для этого нужно рассматривать раздельно вертикальные и горизонтальные колебания вала, заменяя при этом смазочный слой пружинами, хотя это, как указывалось выше, принципиально недопустимо, однако дает возможность на практике уточнить значения собственных частот колебаний ротора. [c.304]

Если сначала открывать клапаны i и то можно даже создать силу, направленную вертикально вниз, которая оказывает стабилизирующее влияние на колебания ротора. К рассмотренным примерам можно только добавить, что порядок открытия клапанов определяется и другими факторами. [c.516]

Различают неподвижную анизотропию, когда анизотропными свойствами обладают опоры, и подвижную, когда анизотропным является вращающийся вал. Несмотря на кажущуюся близость этих видов анизотропии, влияние их на колебания роторов существенно различается. Основные результаты для анизотропных систем изложены в работах [17, 57, 69]. [c.147]

Ниже рассмотрены вопросы влияния на колебания роторов только подшипников с гидродинамическим режимом трения. По принципу формирования поля давлений подшипники этой группы можно разделить на гидродинамические (газодинамические), у которых несущий смазочный слой создается за счет относительного движения цапфы и подшипника, и гидростатические (газостатические), у которых смазочный слой создается в основном за счет внешних источников давления, например насоса. [c.159]

Позняк 3. Л. Влияние масляного слоя в подшипниках скольжения на устойчивость я вынужденные колебания роторов. — В кн. Колебания валов на масляном слое. М. Изд-во АН СССР. 1968. [c.188]

Амплитуда колебаний ротора, сбалансированного с точностью 0,01—0,03 г-см (в каждой плоскости), практически не изменяется в диапазоне скоростей 12 ООО— 65 ООО мин . Первая критическая скорость при этой неуравновешенности резко не проявляется. При остаточной неуравновешенности более 0,5 г-см колебания резко растут с приближением к первой критической частоте вращения rii- Кроме основного резонанса наблюдаются области, соответствующие резонансам, обусловленным влиянием нелинейной характеристики опор и, в частности, деформацией сепаратора. [c.228]

При составлении расчетной схемы диски при кручении можно считать абсолютно жесткими. Необходимо учитывать связанность в продольном направлении колебаний роторов, соединенных опорно-упорными подшипниками, изгибные податливости Дисков при деформациях зонтичного типа, податливости валов, цапф и деталей. Осуществляющих связь подшипников с корпусом, а также влияние лопаток, как естественно-закрученных стержней. [c.283]

Изучение совместных колебаний роторов турбогенератора и турбины в переходных анормальных режимах в первом приближении проводят в предположении абсолютной жесткости лопаток турбины. Задача сводится к рассмотрению нестационарных крутильных колебаний вала ротора турбоагрегата с распределенными инерционными и упругими параметрами [2]. Допущение абсолютной жесткости лопаток не оказывает, по-видимому, существенного влияния на величину расчетных напряжений в валу ротора турбогенератора. Разработаны более точные методы расчета [c.521]

Влияние на колебание роторов 159, 160 [c.542]

Различают внешнюю анизотропию, когда анизотропными свойствами обладают опоры, и внутреннюю, когда анизотропным является вращающийся ротор. Несмотря на кажущуюся близость этих видов анизотропии, влияние их на колебания роторов существенно различается. В частности, внутренняя анизотропия может приводить при определенных условиях к потере устойчивости и возникновению параметрических колебаний [3]. [c.508]

Если пренебречь следящими силами, определяющими влияние движения ротора на систему управления, то угловые колебания описываются системой уравнений [c.692]

Валы реальных машин не имеют постоянного сечения в средней части их диаметр всегда больше, чем в концевых частях. Решение уравнения колебаний такого вала (1-67) связано со значительными трудностями и производится лишь приближенно. Жесткость подшипников, на которые опирается вал, не бесконечна, в действительности она соизмерима с жесткостью вала на изгиб. Эти факторы оказывают существенное влияние на формы свободных колебаний. На рис. 1-25 приведены первые три формы свободных изгибных колебаний ротора турбогенератора ТВВ-320-2, подсчитанные с учетом податливости опор. От синусоидальных форм колебаний вала постоянного сечения они отличаются следующим образом [c.45]

Влияние различных факторов на собственные частоты изгибных колебаний роторов [c.70]

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]

Блиакая задача о колебаниях ротора, опирающегося на шариковые подшипники, решается в работе [511 в связи с оценкой влияния колебаний, возникаюш их в подшипниках качения, на точноеть балансировки. После ряда упрощений уравнение движения приводится к уравнению Матье и оцениваются амплитуды высших гармоник. [c.12]

При исследовании влияния феррорезонапса на механические колебания ротора представим кривую намагничивания в виде [3] [c.41]

Для тяжелонагруженных роторов влияние неуравновешенности ротора (параметр V) на характер колебаний, вообще говоря, невелико. Однако для малонагружен-иых роторов влияние неуравновешенности становится определяющим. На рис. 43 построены амплитудные кривые для перемещений шеек вертикального ротора (ip = 0) при i = 0,1 ч = 0,01 X = 0,01 (кроме крайних двух кривых) при трех значениях X и Нескольких значениях параметра v (1 —v = 0,1 2 —v = 0,25, 3 —v = 1,0 [c.175]

Колебания ротора. Ротор гидрогенератора представляет собой электромагнит с большим числом пар полюсов. Поэтому частота вращения ротора гидрогенератора обычно значительно меньше частоты вращения турбогенераторов. Масса ротора крупного гидрогенератора составляет несколько сот тонн. Вал ротора круглый, часто с вертикальной осью. Схема ротора гидрогенератора показана на рис. 3, где I — вал ротора 2 — подшипники 3 — подпятник 4 — полюса ротора 5 — обод 6 — спицы ротора. Проблема колебаний ротора для гидрогенераторов имеет меньшее значение, чем для турбогенераторов, вследствие малых частот вращения, отсутствия двоякой изгибной жесткости и вертикального расположения оси вала. Ротор гидрогенератора удерживается от поперечных смещений подшипниками скольжения. Автоколебания вала не наблюдаются, поскольку подшипники снабжаются поворачивающимися колодками. Рабочая частота вращения ротора обычно ниже наименьшей критической частоты. В гидрогенераторах возникают источники возбуждения колебаний ротора, не свойственные турбогенераторам. Таким источником, например, является вращающаяся вместе с ротором сила одностороннего магнитного притяжения ротора к статору. Эта сила может возникнуть при эксцентричном расположении наружной окружности ротора относительно оси вала или при отключении питания части полюсов ротора. Большее влияние электромагнитных сил на вибрации ротора в гидрогенераторах по сравнению с турбогенераторами объясняется как многополюСностью, [c.522]

Анизотропия системы 285 — Влияние зазоров в подшипниках роторов 285 — Многовальность двигателя 285 — Связанность колебаний роторов, корпусов, лопаток с дисками и валами 285 — Тоикостенность конструкции 285 Колебания винта воздушного 505, 506 [c.539]

Разделение дисбалансов двух плоскостей коррекции в электрической цепи. Электрическим аналогом ротора в цепях измерения дисбалансов является потенциометр с двумя источниками ЭДС, развиваемых датчиками станка и пропорциональных действующим в опорах силам. В соответствующих точках решающей электросхемы действуют напряжения, пропорциональные неуравновешенным центробежным силам в плоскостях коррекции. Для исключения влияния одной из плоскостей коррекции ползунок потенциометра устанавливают так, что напряжение на нем от составляющих ЭДС, вызванных дисбалансом исключаемой плоскости, равно нулю, а от составляющих ЭДС, вызванных дисбалансом другой плоскости, отлично от нуля. Это полохгение ползунка моделирует полохгение узла колебаний ротора между опорами балансировочного станка от дисбаланса исключаемой плоскости коррекции. Напряжение сигнала дисбаланса пропорционально амплитуде колебаний ротора в плоскости, пересекающей этот узел. [c.55]

При оценке влияния подшипников качения на собственные частоты колебаний роторов иногда испогшзуют величину жесткости подшипника при статической нагрузке W=Wq [c.375]

Причина такого влиянии анизотропии ротора на вынужденные колебания, а также на ширину области устойчивости согласно (7.6.11) заключена в неконсервативности рассматриваемой системы. Чтобы показать это, вычислим работу сил упругосга вала (без учета сил сопротивления) на перемещениях (7.6.12). В результате вычислений найдем [c.510]

Конструкция балансировочных машин для уравновешивания гибких роторов и методика этого уравновешивания тесно связаны с теорией изгибных колебаний роторов. Если в прошлом теория изгибных колебаний валов разрабатывалась главным образом в направлении изучения критических скоростей, то, начиная с пятидесятых годов, появляются работы, в которых рассматриваются поперечные колебания валов во время балансировочного процесса на- балансировочной машине или непосредственно на месте установки. При этом во внимание принимаются не только трение и зазоры в подшипниках, но также их упругость, количество тел качения, сопротивление воздуха и другие факторы, оказывающие влияние на точность измеренйя дисбалансов ротора. Большой практический интерес представляет также процесс прохождения неуравновешенным ротором критических скоростей во время пуска или торможения машины. [c.231]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...