Частота Учет упругости опор

Расчет критических частот вращения с учетом упругости опор. Во многих практических задачах при расчете критических частот вращения роторов приходится учитывать упругость опор. Для роторов быстроходных машин с успехом применяют специальные упругие опоры, которые дают возможность перевести критические скорости в зону малых оборотов, неиспользуемых при рабочих режимах. Упругие опоры позволяют изолировать корпус от вибраций ротора и снизить нагрузки на подшипник [c.451]

Пример. Определить критическую частоту вращения ротора нагнетателя при учете упругости опор (см. рис. 12), В соответствии с экспериментальными данными жесткости опор приняты [c.455]

Учет упругости опор 433 Частота вращения критическая вала с непрерывно-распределительными массами 437—460 [c.696]

В работе [5] изложен аналитический метод определения критических скоростей ротора турбомашины с учетом упругой нелинейности совмещенной опоры. Частоты свободных колебаний ротора, выполненного по двухконсольной схеме (см. рис. 1), определены в результате решения системы нелинейных дифференциальных уравнений движения асимптотическим методом [6] в первом приближении и представлены в виде [c.132]

Критические скорости (собственные частоты), определенные с учетом упругости и массы опор в предположении абсолютной жесткости п = 2870 об/мин щ = 4270 об/мин. [c.185]

Как это видно из (11.34), в случае несимметричности упругих свойств опор и при необходимости учета инерции поворота дисков задача о нахождении критических оборотов ротора не сводится к задаче о нахождении собственных частот его плоских изгибных колебаний. [c.57]

Для некоторых типов машин можно считать абсолютно жесткими все элементы, кроме опор. При такой схематизации колебательной системы удается определить влияние на спектр собственных частот упругой податливости подшипников. Исследование [36], проведенное для двигателя на сплошном упругом основании при учете нелинейного характера жесткости радиально-упорных шарикоподшипников, позволило выявить такие факты, как завязка всех видов колебаний, раздвоение частоты радиальных колебаний, сдвиг частот и появление интервалов, свободных от собственных частот. Частотное уравнение для удобства качественного анализа представлено в виде отношения полиномов [c.82]

Раздел четвертый обобщает материалы исследований, направленных на развитие аналитических методов, расчета упругих механических систем. При этом основное внимание авторов сосредоточено на простоте этих методов и их доступности для инженеров-конструкторов. Приведен, в частности, приближенный метод расчета динамических погрешностей приборов при действии внешнего возмущения в виде одиночных импульсов. Здесь же изложе1 [ простой метод определения коэффициентов внутреннего и внешнего рассеяния энергии при вынужденных колебаниях стержневой упругой системы, а также показано развитие метода А. Н. Крылова применительно к расчету поперечных колебаний балок с учетом малого внутреннего треетя. Приведены упрощенные методы определения собственных частот роторов и балок с учетом упругой податливости опор, даны предложения по уиравляемой виброзащите механических систем. [c.4]

При расчетном определении частоты собственных колебаний вал с присоёдинен-нымй дисками (зубчатыми колесами и т. п.) принимают в виде стержня (балки) с сосредоточенной массой (массами), шарнирно закрепленного в жестких или упругих опорах. В приближенных расчетах массу вала приводят к массе диска (путем суммирования масс с учетом коэ ициента приведения массы вала, зависящего от расположения опор и диска, а также вида колебаний). [c.140]

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]

Только при полном пренебрежении инерцией поворота всех дисков критические скорости с учетом несимметрни упругих свойств опор равны соответствующим собственным частотам плоских изгибных колебаний невращающегося вала, найденным для каждой из двух главных плоскостей изгиба по отдельности. [c.58]

В тех случаях, когда роторы являются тяжелыми и когда они имеют (по своей природе) большой и нестабильный в процессе длительной эксплуатации дисбаланс, и особенно в случае, когда машина работает на закритическом режиме и без применения специальных упругих элементов (например, за счет большой длины ротора), тогда обычная внутренняя амортизация на низких частотах не может быть осуществлена эффективной на частоте вращения из-за большой потребной жесткости упругих элементов, ибо им приходится в данном случае воспринимать большую статическую силу (силу веса ротора). Такое положение имеет место, например, во многих электрических машинах, турбинах. В этом случае остаточная периодическая сила, передающаяся через достаточно жесткую упругую связь, расположенную под опорами ротора, является достаточно большой. Выполненные нами исследования показывают, что эту силу можно существенно ослабить с помощью применения двухкаскадной амортизации с промежуточной массой, часть которой является настроенным антивибратором (на частоту вращения). Этот антивибратор создает (без учета сил трения) на промежуточной массе узел колебаний у вертикальной и горизонтальной компонент движения следовательно, динамические усилия локализуются на промежуточном теле и не передаются далее на корпус и опоры машины. Этот метод борьбы с колебаниями вблизи с источником мы назвали внутренней упругоинерционной виброзащитой. Она почти не изменяет габаритов и веса машины. Ее расчет описан нами ранее. [c.452]

Практически для стабилизации легких гибких роторов с подшипниками скольжения обычно достаточна такая упругая податливость демпфера, при которой собственная частота ротора определенная без учета демпфирования, составляет около 0,7 частоты Qj, определенной при условии бездемпферного исполнения с жесткой опорой. Роторы, предназначаемые для особо тяжелых условий эксплуатации, выполняются с более податливыми демпферами, так что частота (Oj снижается до 0,45i2i. Дальнейшее увеличение податливости демпфера нежелательно ввиду уменьшения сопротивления системы ротора случайным постоянным силам. [c.126]

Уравнения частот для балок со ступенчатым изменением сечения, с про.межуточными опорами (в частности, упругими) и с дополнительными массами составляют на основе ссо1 ношен й (25)—(29) с учетом условий сопряжения участков (табл. 8). [c.299]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...