Неуравновешенность ротора динамическая

Легко видеть, что во время колебаний неуравновешенного ротора динамическая сила от неуравновешенности ротора может быть компенсирована в течение достаточно большого промежутка времени только динамическими силами, имеюш,ими с ней равные амплитуды и равные или близкие частоты. Учитывая, что выражение (17) можно условно представить в виде двух отдельных составляющих, где первое выражение характеризует только процесс гашения колебаний за счет компенсации динамических давлений от неровности ремня и неуравновешенности ротора, а второе — колебательный процесс ротора, эти выражения, например, при [c.473]

Различают статическую и динамическую балансировку неуравновешенных роторов. [c.98]

Динамическая балансировка ротора. Этим видом балансировки преследуют цель обращения оси вращения детали в ее главную центральную ось инерции и осуществляют ее обычно на специальных балансировочных станках. Громоздкие и тяжелые роторы больших быстроходных машин приходится балансировать на собственной станине машины. Динамическая балансировка основана на том, что центробежные силы инерции отдельных частиц равномерно вращающегося неуравновешенного ротора можно в общем случае, [c.99]

Более точным и перспективным в отношении автоматизации процесса балансировки является способ определения статической неуравновешенности в процессе вращения ротора, т. е. в динамическом режиме. Одним из примеров оборудования, работающего по этому принципу, служит балансировочный станок, изображенный на рис. 6.15. Неуравновешенный ротор /, закрепленный на шпинделе 4, вращается с постоянной скоростью ojr, в подшипниках, смонтированных в плите 2. Эта плита опирается на станину посредством упругих элементов 3. С плитой 2 с помощью мягкой пружины 5 связана масса 6 сейсмического датчика. Собственная частота колебаний массы датчика должна быть значительно ниже частоты вращения ротора. Массе 6 дана свобода прямолинейного перемещения вдоль оси х, проходящей через центр масс S(i плиты. [c.218]

Дифференциальные уравнения вынужденных колебаний отличаются от рассмотренных в пункте 5° этого параграфа уравнений свободных колебаний наличием в правых частях возмущающих сил и их моментов. К весьма распространенной в технике категории возмущающих сил относятся силы, вызванные статической и динамической неуравновешенностью роторов. [c.632]

Правые части этих уравнений представляют возмущающие факторы, вызванные статической и динамической неуравновешенностью ротора. [c.633]

После того как уравновешивание в плоскости /—I произведено, н это устанавливается по отсутствию колебаний станка во время вращения ротора, его переставляют так, чтобы плоскость II—II не проходила через ось качаний станка, например, переворачивая его так, чтобы плоскость I—/ теперь была слева, а плоскость II—II — справа. После этого в плоскости I —II определяют место закрепления второго противовеса. Вес каждого противовеса подбирают экспериментально в зависимости от степени неуравновешенности ротора. Описанным способом можно выполнить и статическую и динамическую балансировки с помощью масс, установленных в двух плоскостях, можно сделать равными нулю и главный вектор и главный момент сил инерции материальных точек ротора D. [c.280]

Осевая составляющая главного вектора воспринимается двигателем или иным источником вращения и порождает неравномерность вращения ротора. Перпендикулярная оси составляющая воспринимается опорами вала ротора. Если неуравновешен главный момент сил инерции ротора, а главный вектор равен нулю, то такая неуравновешенность ротора и будет моментной. Если система неуравновешенных сил инерции приводится к главному вектору и главному моменту, то неуравновешенность называют динамической, а устранение динамической неуравновешенности сил инерции называют полным их уравновешиванием, которое может быть осуществлено применением двух противовесов, размещенных в разных плоскостях и имеющих угловое относительное смещение в направлении вращения ротора. Определим параметры противовесов в этом случае. Обозначим и т — массы противовесов Г — орт оси вращения (рис. 5.9) 1 , и Р г — силы инерции противовесов (I — расстояние между плоскостями I н II размещения центров противовесов (эти плоскости в соответствии с ГОСТ 22061 — 76 [c.107]

Рис. 241. Статически неуравновешенный ротор— а динамически неуравновешенный ротор—б

При вибрационных обследованиях проводили измерение вибрации подшипниковых опор электродвигателей, редукторов, нагнетателей, элементов фундаментов и трубной обвязки нагнетателя выявление амплитудно-частотных характеристик при пусках и остановках агрегатов снятие спектральных характеристик редукторов, нагнетателей и подшипниковых опор динамическую балансировку роторов электродвигателей в собственных подшипниках выявление расцентровок электродвигатель—редуктор-нагнетатель и др. В результате выявлены как механические, так и электрические причины повышенной вибрации остаточная неуравновешенность ротора электродвигателя, о чем свидетельствуют многочисленные пуски двигателя без редуктора остаточная неуравновешенность колеса редуктора неуравновешенность, вызванная смещением текстолитовых клиньев и смещением пазовых латунных клиньев от чрезмерного нагрева нарушения жесткости подшипниковых опор из-за разрушения текстолитовых изоляционных шайб большие зазоры в подшипниках (0,45—0,6 мм), что приводило к срыву масляного клина (масляное биение) осевое давление ротора на вкладыш вследствие несовпадения магнитных осей ротора и статора в переходных процессах при работе агрегата под нагрузкой межвитковое замыкание в обмотке возбуждения. [c.28]

Неуравновешенность ротора, соответствующая ЦБС эквивалентного грузика т , называется его статическим небалансом, а соответствующая пара грузиков — динамическим небалансом. Происхождение этих названий такое. [c.106]

В современных машинах важное значение имеет вопрос о снижении их вибраций, вызываемых в первую очередь неуравновешенностью ротора. Высокие рабочие скорости машин приводят к тому, что даже небольшая неуравновешенность вызывает появление больших динамических нагрузок и связанных с этим повышенных вибраций ротора и агрегата в целом, которые ухудшают работу агрегата и могут вызвать поломку машины или разрушение фундамента. [c.256]

Неуравновешенность ротора вследствие повреждения или загрязнения лопаток Вскрыть цилиндр. Произвести динамическую балансировку ротора турбины на качающихся вкладышах или очистить его [c.300]

Начальная неуравновешенность на роторе в большинстве случаев представляет собой распределенную по длине нагрузку, обусловленную относительно плавным изменением эксцентриситета центра тяжести ротора р (х) относительно его геометрической оси. Уравновешивание же производится путем установки на роторе той или иной системы уравновешивающих сосредоточенных грузов. Количество и расположение этих грузов может быть различным. Но на симметричном роторе каждый отдельный груз может быть представлен как пара симметричных и пара кососимметричных грузов. Величина каждого из заменяющих грузов равна половине заменяемого груза, и располагаются они в поперечных сечениях, отстоящих от середины ротора на расстояниях, равных расстоянию от заменяемого груза до середины ротора. Динамическое воздействие на ротор системы заменяющих грузов при этом будет такое же, как и воздействие начального груза. Таким образом, вопрос о вынужденных колебаниях ротора при действии сосредоточенных грузов можно решить, рассматривая действие пары симметричных и пары кососимметричных грузов. [c.29]

Как уже было сказано во введении, правильная методика расчета могла быть разработана только на основе большого количества опытных данных, наиболее полно характеризующих работу фундаментов под воздействием динамических нагрузок. Поэтому на фундаментах действующих турбогенераторов были поставлены опыты. Эти опыты имели своей целью во-первых, изучить характер колебаний как фундамента в целом, так и его отдельных конструктивных элементов при воздействии на него динамической нагрузки, переменной по частоте и амплитуде и вызванной неуравновешенностью роторов турбогенератора во-вторых, выяснить основные динамические характеристики самого фундамента, для чего записывались спектры частот собственных колебаний фундамента. [c.13]

Рис. 28. Динамическая неуравновешенность ротора.

Характер промышленных вибраций. Источники вибраций весьма разнообразны. Действие ветра, колебания грунта от проходящего транспорта, работа различного технологического оборудования (прессов, молотов, компрессоров, генераторов, вентиляторов, воздуходувок, металлорежущих станков) вызывают колебания сооружений, зданий и их частей. Частота вибраций, вызываемых проезжающим транспортом, обычно не превышает 30. .. 35 Гц. Вибрации вентиляторов, воздуходувок имеют основную частоту в диапазоне 10. .. 30 Гц. Самую значительную группу источников вибраций в машиностроении составляют металлорежущие станки [45]. В процессе работы в них возникают динамические силы, которые вызывают колебания станка и передаются его основанию. В токарных, сверлильных станках — это, главным образом, центробежные силы, возникающие в результате эксцентричности вращающихся деталей станка, обрабатываемых изделий и приспособлений. Частота таких колебаний не превышает 50 Гц. В строгальных, зубодолбежных, шлифовальных станках инерционные силы возникают от возвратно-поступательных движений суппортов. Число двойных ходов суппортов в таких станках не превышает 200 в минуту. Неуравновешенность роторов двигателей, удары в зубчатых передачах, автоколебания от трения в направляющих, процесса резания материала и другие причины вызывают значительно менее интенсивные вибрации, но зато с более высокими частотами и более сложного характера. Частота вибраций, [c.109]

Динамические реакции подшипников Rj и при указанных условиях связаны по законам статики с центробежной силой Р, приложенной к центру тяжести ротора, и моментом центробежных сил М, причиной возникновения которых является неуравновешенность ротора. Таким образом, распределение динамических реакций подшипников определяется исключительно геометрией расположения центра массы ротора вдоль его оси вращения в подшипниках относительно подшипников или точек измерения напряжений. [c.9]

Наряду с общепринятой системой определения неуравновешенности ротора по колебаниям двух подшипников, применение общей рамы позволило одновременно и раздельно определять его статическую и динамическую неуравновешенность, а также при помощи счетно-решающего устройства находить неуравновешенность в двух плоскостях балансировки. [c.25]

Фиг. 16. Распределение статической и динамической неуравновешенности ротора от контрольного груза в плоскости /.

В этом случае в систему не поступает энергия от неуравновешенности ротора, так как центробежная сила от неуравновешенности умножается на нулевые ординаты линий динамического влияния. [c.61]

Если в каждом выражении (9) и (10) разность коэффициентов динамического влияния становится равной нулю, то чувствительность обеих опор машины полностью отсутствует независимо от величины неуравновешенности ротора. [c.68]

На фиг. 2, а приведено графическое построение, поясняющее переход от системы неуравновешенных сил и Рц, действующих в плоскостях коррекции, к эквивалентной системе сил (статической неуравновешенности и паре сил — Р (динамической неуравновешенности ротора). Плоскость расположения статической неуравновешенности совпадает с направлением равнодействующей сил Pi и Pi . Проекции сил Pi и Рц на плоскость статической неуравновешенности равны в сумме силе Рст- Проекции этих сил на перпендикулярную плоскость дают пару сил Pig = —Рц й- Дополнительная [c.74]

При вращении неуравновешенного ротора на его цапфы действуют, как известно, динамические силы, переменные по величине и направлению. Эги силы передаются станине машины и могут вызывать колебания как всей машины в целом, так и отдельных ее частей. Особенно сильное влияние динамические силы оказывают на подшипники самого ротора, вызывая их преждевременный износ и даже разрушение в особо неблагоприятных случаях. [c.210]

Условимся в дальнейшем неуравновешенность ротора оценивать в плоскости каждого подшипника величиной отношения между динамическими и статическими силами, действующими на цапфу [c.211]

Для снижения вредного воздействия динамических нагрузок и вибрации желательно иметь возможно меньшие остаточные неуравновешенности роторов. Однако повышение точности уравновешивания приводит к увеличению времени, затрачиваемого на уравновешивание, причем каждая следующая ступень снижения остаточной неуравновешенности связана с большими затратами времени. Точность уравновешивания должна быть согласована с точностью изготовления ротора и всей машины. Необходимо также иметь в виду точность и чувствительность современных балансировочных станков. [c.268]

АНАЛИЗ ПОГРЕШНОСТЕЙ ПРИ УСТРАНЕНИИ ДИНАМИЧЕСКОЙ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТИ РОТОРОВ ГИРОСКОПИЧЕСКИХ ПРИБОРОВ [c.284]

Перспективным элементом конструкции современных балансировочных машин являются неподвижные опоры, позволяющие вести непосредственную регистрацию динамических давлений цапф неуравновешенного ротора. [c.342]

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]

Для устранения влияния динамической неуравновешенности, необходимо компенсировать вектор Ug при помощи датчика т , реагирующего только на динамическую неуравновешенность ротора. Сигнал Ud , вырабатываемый датчиком т , устанавливают равным по величине и обратным по фазе сигналу и . В этом случае получим [c.346]

Снимем один из грузов с эталонного ротора и создадим этим статическую неуравновешенность ротора, равную р. Тогда по шкале прибора мы можем определить напряжение, соответствующее этой неуравновешенности. Эго покажет, что составляющая динамической неуравновешенности скомпенсирована, т. е. Uq = —и прибор станка измеряет только напряжение Связь между смещением центра массы колеблющейся системы и смещением центра массы балансируемого ротора Гр устанавливается равенством [c.347]

В первом случае неуравновешенный ротор приводится в -строе вращательное движение и векторы = /И[ р) и Ап = тиРи статических моментов уравновешивающих масс определяются по динамическим реакциям неподвижных подшипников ротора. Указанные реакции определяют электрическими способами. [c.100]

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]

Рассмотрим некоторые характерм[>1е примеры двигатель (турбина, генератор, двигатель внутреннего сгорания, любой роторный механизм), установленный на фундаменте, имеет неуравновешенный ротор. Здесь источником колебаний является ротор, а объектом виброзащиты — корпус двигателя, динамические воздействия представляют собой динамические реак- [c.267]

Моментная неуравновешенность, характеризуемая главным моментом Мд — Р1 = тг1(л , дополнительно нагружает подшипники, вызывая деформацию вала и другие вредные явления. Учитывая это, роторы должны подвергаться динамической балансировке. Полное устранение динамической неуравновешенности ротора будет иметь место в том случае, когда главный вектор и главный момент дисбалансов будут равны нулю [условия (9.3) ]. Рассмотрим это на следующем примере. Пусть потребуется сбалансировать ротор с неуравновешенной массой двумя корректи- [c.189]

При инерционном силовозбуждении, широко используемом в стационарных испытательных машинах, программирование задаваемых напряжений может осуществляться путем раздельного варьирования двух динамических параметров либо степени неуравновешенности ротора вибратора, либо скорости его вращения. Первый способ программирования использован в машине обращенного типа (рис. 32) для испытания образцов на консольный изгиб [5]. Вектор нагрузки, вращающийся относительно оси образца О с постоянной скоростью йз, создается сложением центробежных сил Р двух грузов т, размещенных на концах одинаковых грузодержателей длиной L. С помощью шарнирного соединения грузодержатели могут изменять угловое взаиморасположение, поэтому программирование нагрузки сводится к программному изменению угла а. Для этого имеется специальная рычажная система, управляемая от плоского кулачка с помощью фрикционного планетарного механизма. Машина с таким способом силовозбуждения успешно эксплуатировалась. [c.60]

Введем неподвижную систему координат xyz, оси которой на правим так, как это показано на рис. 1. Примем Y х) — прогиб осевой линии вала о — угловая скорость вращений ротора EI ж р — жесткость на изгиб и масса единицы длины вала — масса хвостовика А , q — его экваториальный и полярный моменты инерции — расстояние от верхней опоры до центра тяжести хвостовика — точечная масса упругой опоры т — масса твердого тела, закрепленного на нижнем конце вала А, С — его экваториальный и полярный моменты инерции с , кГ/см — жесткость упругих связей хвостовика с , кПсм — жесткость упругих опор Яз — угловые скорости прецессии (собственные частоты) оси ротора (s = 1, схз) Zj — абсциссы границ участков (г = О,. .., 3) статическую неуравновешенность ротора будем характеризовать смещением s центра тяжести нижней массы от оси вращения. Динамическую неуравновешенность для простоты рассматривать не будем. [c.48]

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]

Pa MotpHM прежде всего определёние величины неуравновешенности в плоскости I. Сигнал генератора опорных импульсов при этом не должен попадать в измерительную схему и это достигается его заземлением при помощи тумблера ТГС. Тумблер ТГД также должен находиться в заземленном положении. Так как производится определение неуравновешенности в левой плоскости /, переключатель ПР переводится в положение Л, в котором контакт 25 замыкается на левую сетку лампы Л , а контакт 31 на правую сетку той же лампы. Сигнал статического датчика и , снимаемый с анода лампы Л должен быть преобразован в м,,и , что осуществляется потенциометром МС — i io, с ползунка которого снимается указанная величина. Одновременно, полученный с анода лампы Л , сигнал динамического датчика снимается с потенциометра МД (R a) преобразованным в виде MgUg. Оба эти сигнала, имеющие то же соотношение фаз, что и статическая неуравновешенность ротора по отношению к динамической поступает на суммирующую лампу Л , статический — m U . через контакт 25 на левую сетку, а динамический —через контакт 31 на правую. В результате совместного действия сигналов с анода лампы Лц снимается векторная сумма сигналов по уравнению (41), включая помехи, не описанные этим уравнением на блок фильтра — левую сетку лампы Л . В отличие от ранее рассмотренного фильтра по схеме фиг. 20 в данном случае сигнал с помехами, снятый с анода левой части лампы Л , через аналогичный мост Я з, Ra, / 25> 10 подается на сетку правой части Л вспомогатель- [c.46]

Теоретическими исследованиями Ф. М. Диментберга [3] определены возможности такого уравновешивания гибкого ротора, при котором, с одной стороны, будут устранены динамические реакции на опорах, а с другой,— значительно уменьшена деформация самого ротора. При этом предусматривается как обязательная предпосылка уравно- вешивания ротора определение упругой его деформации во время вращения [3], [4]. Отсюда следует, что для практического осуществления такого уравновешивания требуется разработка измерительных средств, позволяющих определять упругую линию вращающегося неуравновешенного ротора. [c.296]

Динамическая неуравновешенность ротора весом 85 г, равная 150 мГсм, соответствует выходному напряжению с датчика 10—20 лв и 5—15в на катоде катодного повторителя вольтметра9 в то же время на аноде второй половины лампы 6Н2П должно быть [c.368]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...