Колебания Ротор на подшипниках с большими зазорами

МАЯТНИКОВЫЕ КОЛЕБАНИЯ. Для роторов, опирающих ) на подшипники качения с большим зазором или на подшипники скольжения, работающие в режиме сухого трения или скудной смазки, осуществлены маятниковые колебания ротора в поле [c.33]

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]

В системе ротор — корпус основным нелинейным соединением является радиальный зазор в подшипниках ротора. Величина этого зазора бывает равной (или даже большей) амплитуде колебаний отдельных элементов системы ротор—корпус, поэтому его обязательно следует учитывать. Более того, именно влиянием зазора в совокупности с действием силы веса и объясняется, главным образом, различие в частотных характеристиках систем ротор — корпус самого различного вида (включая системы ГТД) в вертикальной и горизонтальной плоскостях (а не различием соответствующих жесткостей опор). Этот вывод будет очевиден из дальнейшего. [c.200]

Формы собственных колебаний гибкого вала, вращаюш,егося в подшипниках с зазорами, как это видно из решений (26), представляют собой пространственные кривые, содержащие тригонометрические и гиперболические функции. Каждой форме колебаний соответствует своя собственная частота колебаний, определяемая частотным уравнением (20). Оно является обш,им для любого вида закрепления концов гибкого ротора. Из этого уравнения получаются все известные частотные уравнения для частных случаев опирания гибкого ротора на подшипники. Корнями уравнения (20) являются величины к,/, зависяш,ие от квазиупругих коэффициентов щ и Кц опор ротора. Эти коэффициенты, в свою очередь, определяются также изгибной деформацией вала. Определение Kj и Кц из уравнений (25) и подстановка их в уравнение (20), а затем решение частотного уравнения относительно к1 вызывает большие трудности и громоздкость. Однако значительные упрощения в решении частотного уравнения (20) достигаются при рассмотрении частных случаев опирания ротора на подшипники. [c.206]

Вертикальные роторы многих машин при изгибных колебаниях, помимо инерционных сил и моментов, связанных с упругими деформациями валов, подвержены действию сил, параллельных оси ротора (например, сил тяжести), а также сил инерции и моментов, обусловленных движением ротора как гиромаятника, Эти дополнительные силовые факторы особенно могут сказываться, когда ротор имеет податливые опоры, длинные консольные части со значительными сосредоточенными массами па конце, большие зазоры в подшипниках. При определенных условиях они могут оказать существенное влияние на собственные и вынужденные колебания вертикальных роторов. Поэтому независимо от принятого метода уравновешивания гибких роторов такого типа приходится считаться с появлением иных собственных частот, критических скоростей, форм упругих линий ц т. и. [c.170]

Для роторов, опирающихся на подшипники качения с большими зазорами или на подшипники скольжения, работающие в режиме сухого трения или скудной смазки, существенными могут стать явления, связанные с так называемыми маятниковыми колебаниями ротора в поле сил тяжести с характерной частотой Q = /g (Д — величина радиального зазора), а также явления типа обкатки [1, 37, 60]. [c.187]

Нагрузка на упорный подшипник создается главным образом неуравновешенным давлением пара на ротор и при эксплуатации может значительно изменяться в зависимости от состояния проточной части, зазоров в промежуточных уплотнениях, колебаний начальных параметров пара. Кроме того, упорный подшипник может воспринимать случайные, неподдающиеся количественному учету силы осевое усилие от ротора генератора или шестерни редуктора инерционные силы при качке и толчках, передающиеся на ротор судовой турбины, и др. Большое усилие может вызвать защемление зубьев подвижной муфты между роторами. [c.169]

При большой неуравновешенности и небольших зазорах (0=10, м=1, х )) амплитудная кривая 1 (рис. 6.5.12) имеет вид, характерный для жесткой нелинейности. Податливость подшипников незначительно снижает критическую скорость ротора на абсолютно жестких опорах со = . Колебания в горизонтальном [c.375]

Если зазоры в подшипниках вращающегося вала ротора больше определенной заранее величины, то при наличии достаточно/г статической и динамической балансировки могут возникнуть сначала маятниковые колебания вала, а затем, с увеличением оборотов, появиться срывы и удары цапф вала о подшипники. Подобное явление может наблюдаться и у винта. [c.270]

Известно, что наряду с вибрациями, вызываемыми неуравновешенностью ротора, часто возникают опасные колебания вала турбокомпрессора вследствие вибраций масляного слоя. Опасность таких колебаний заключается не только в том, что величина их обычно больше, чем от неуравновешенности ротора, но и в том, что частота этих колебаний не совпадает с частотой, соответствующей числу оборотов вала [59]. Поэтому расчет подшипников высокооборотных турбокомпрессоров должен производиться не только на основе гидродинамической теории смазки с учетом турбулентного течения вязкой жидкости в зазоре, но и на базе теории устойчивости и теории колебаний. [c.126]

Ротор на подшипниках с большими зазорами. В некоторых случаях, например, при значи-тельньк износах зазоры в подшипниках являются большими и соизмеримыми с величиной неуравновешенности ротора . Зазоры как нелинейные элементы вносят существенные особенности в динамику роторных систем, приводя к возникновению субгармонических колебаний, к непропорциональности амплилуд колебаний велшшне неуравновешенности и к зависимости режимов движения от соотношения между величинами зазора и неуравновешенности. [c.373]

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]

Перемещения ротора в вертикальной плоскости будут большими, когда скорость вращения ротора будет равняться половине сб 1чной критической скорости ротора (без учета влияния зазоров). Особенно сильным это возбуждение будет в случае, когда имеют место сильные резонансные колебания в горизонтальной плоскости, т. е. при вращении ротора на оборотах, соответствующих свободным колебаниям цапфы в подшипниках. Без учета упругости ротора эта скорость будет равна [c.208]

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]

Первый множитель этого выражения можно рассматривать как медленно меняющийся амплитудный множитель перед высокоча-сточным членом os nQt — 0), т. е. имеют место модулированные но амплитуде колебания высокочастотных помех. Круговая частота огибающей этого модулированного колебания равна 2Q, т. е. близка к угловой скорости вращения ротора. При наличии нелинейного закона движения цапфы в зазоре подшипника, что наблюдается при больших значениях амплитуд и А исходных колебаний, в результирующих колебаниях появляется составляющая круговой частоты 2Q. Эта составляющая вызывает вторичные биения к колебаниями, производимыми неуравновешенностью, что нарушает постоянство амплитуды регистрируемых колебаний. [c.88]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...