Диапазон оборотов

В 30-х годах советское машиностроение создало новые типы судовых энергетических установок. Модернизированные паровые машины двукратного расширения с клапанным парораспределением наклонного типа мощностью от 200 до 500 л. с. и судовые водотрубные котлы с поверхностью нагрева 70— 85 и 160 стали устанавливать на новых колесных пароходах различного назначения. Конструктивные особенности этих установок, их относительная экономичность, широкий диапазон оборотов паровой машины и возможность получения большого крутящего момента при пуске обусловили их широкое применение на речных судах. [c.285]

В настоящее время ни один автомобильный завод не выпускает двигатели без обкатки. Некоторые заводы применяют холодную обкатку, другие — горячую на холостом ходу, третьи производят обкатку на всем диапазоне оборотов и мощности, начиная от минимальных и кончая максимальными. Обычно масло при обкатке применяется тех же качеств, что и употребляемое для работы во время эксплоатации двигателя сравнительно редко применяют масло других качеств. [c.19]

В соответствии с этим испытание двигателя заключается в снятии внешней характеристики, т. е. в определении эффективной мощности при полном открытии дросселя на всем диапазоне оборотов и получении кривой удельного расхода топлива. [c.621]

Для того чтобы сделать вращение вала устойчивым в более широком диапазоне оборотов, необходимо введение внешнего [c.64]

Указанная автоматическая балансировка обладает хорошей эффективностью в диапазоне оборотов, составляющих 10—15% от номинальной скорости вращения ротора. [c.256]

Отметим, что при таком подборе величины силы трения значительно расширяется диапазон оборотов, свободных от критических режимов, так как в этом случае устраняется ш рз.о,,. Следует также указать и на следуюш,ие два важных обстоятельства. Во-первых, коэффициент сухого трения статический который определяет момент скачка ш ,, почти в 1,5 раза больше динамического коэффициента сухого трения. Это может привести (что подтверждают эксперименты) к сильному затягиванию при обратном ходе, вплоть до начала работы ограничителей. [c.183]

Для реальных роторов турбогенераторов вследствие повышенной жесткости средней части места оптимальных плоскостей будут смещаться к опорам и приближаться одна к другой по сравнению с положением их для гладкого ротора. При проектировании необходимо предусматривать такие соотношения между длинами, диаметрами, моментами инерции и массами концевых частей и бочки ротора, чтобы оптимальные плоскости уравновешивания располагались по торцам бочки ротора или достаточно близко от них. Это позволит также избежать появления нечувствительных скоростей в рабочем диапазоне оборотов. [c.238]

Определив величину и положение неуравновешенности по каждой из форм колебаний ротора в диапазоне оборотов, представляющих практический интерес, устанавливают систему балансировочных грузов под углом 180° к найденной неуравновешенности. [c.56]

Общепринято делить роторы на жесткие , работающие в до-критическом диапазоне оборотов, и гибкие , работающие за этим диапазоном. Не вдаваясь в причины такого деления, отметим, что с технологических позиций оно слишком условно. Нельзя считать ротор жестким, рабочие обороты которого выше 0,5—0,6 первых критических, так как прогибы могут в несколько раз превышать исходные значения смещений центров масс. С другой стороны, при оборотах, несколько превышающих первые критические, прогибы мало отличаются по величине от исходных смещений центров масс. [c.69]

В результате уравновешивания прогиб и центробежные силы снизились в широком диапазоне оборотов на 85% по сравнению с неуравновешенным ротором (рис. 1, кривая 4). [c.75]

Первый способ дает наилучший эффект, снижая вибрацию опор ротора и одновременно устраняя его упругий прогиб. Однако ограниченность конструктивных возможностей обеспечения большого количества балансировочных плоскостей поставила задачу определения оптимального количества и положения балансировочных плоскостей, установка масс в которые не вызывала бы разбалансировки ротора в определенном диапазоне оборотов. [c.78]

Значение нечувствительных скоростей для балансировки гибких роторов впервые рассмотрено в работе [1], в которой дан анализ влияния этих скоростей на точность уравновешивания во всем диапазоне оборотов машин, работающих на скоростях выше первой критической. [c.97]

На балансировочном станке, где числа оборотов ротора в 10 -н 15 раз меньше рабочих, определить плоскость действительного сосредоточения дисбаланса до сих пор не удавалось. Вместе с тем практика подсказала простой и надежный способ нахождения плоскости сосредоточения дисбаланса. Он состоит в сопоставлении резонансных оборотов, отмеченных при обкатке машины (а обкатку с выходом на рабочие обороты проходят многие роторные машины) с расчетными резонансными режимами. Дело в том, что в зависимости от того, где (но длине ротора) сосредоточен дисбаланс, изменяются резонансные обороты машины. На практике у машин с податливыми опорами чаш,е всего в рабочем диапазоне оборотов будут иметь место два резонансных режима. Один будет проявляться в случае сосредоточения дисбаланса в плоскостях опор, другой — в случае, когда дисбаланс — между опорами. [c.48]

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]

Можно проследить, например, по всему диапазону частот какой-либо гармоники двигателя (т. е. по всему диапазону оборотов), каковы будут вынужденные колебания части системы, имея кривые ее динамической жесткости и динамической жесткости системы вала, не находя и не заменяя для данной частоты рассматриваемую часть системы соответствующим ее динамической жесткости эффективным моментом инерции. [c.379]

Общая схема расчета системы на крутильные колебания и внесения изменений может быть представлена в следующей последовательности 1) определение моментов инерции деталей (по чертежам или из опыта) 2) определение крутильной жесткости участков валов (по чертежам или из опыта) 3) составление эквивалентной системы 4) расчет частот собственных колебаний для первых трех — пяти форм 5) зная формы колебаний, оценивают MSa,- гармоник, дающих резонансы в рабочем диапазоне оборотов 6) для нескольких самых больших значений /М2а, задавшись или Р, находят амплитуду А и масштаб формы — [c.391]

Рабочий диапазон оборотов, мин- [c.273]

Метод уравновешивания гибких роторов по собственным формам колебаний на месте их установки, освещенный в статье И. С. Лисицына [5], основан на замерах амплитуд и фаз колебаний вала и опор ротора на всем диапазоне оборотов. По этим замерам для каждого ротора строится скоростная характеристика, т. е. строится график изменения амплитуд и фаз работающего ротора в зависимости от числа оборотов. Величина уравновешивающих грузов определяется по балансировочной характеристике, представляющей собой изменение амплитуды колебаний для данного ротора в зависимости от веса прикрепляемого груза. Уравновешивающие грузы устанавливаются в заранее выбранных технологических плоскостях в противофазе к соответствующим формам собственных колебаний. [c.167]

Амплитудная кривая для экспериментального гибкого ротора снималась в диапазоне оборотов первой критической скорости от 900 об мин до 1680 об мин, т. е. от 15 до 28 гг . Изменяя обороты гибкого ротора в указанном диапазоне скоростей вращения, через каждые 30 об мин (что соответствует частоте 0,5 гц) определяли величину динамических реакций или неуравновешенности на опорах, для этого настройка электронно-измерительной аппаратуры на чистоту вращения каждый раз проверялась. [c.196]

После уравновешивания гибкого ротора описанным выше методом в диапазоне первой критической скорости вращения вновь была снята амплитудная кривая, которая представлена на фиг. 14 (пунктирная линия). Из сравнения двух амплитудных кривых видно, что неуравновешенность гибкого ротора на всем диапазоне оборотов первой критической скорости значительно уменьшилась (примерно Б 3 раза). [c.198]

При достижении рабочего диапазона оборотов ротора определяется форма прогиба его оси, снимаются амплитудно-частотные и фазовые характеристики, позволяющие судить о характере распределения в нем дисбаланса. На этом основании выбирается система уравновешивающих грузов. В результате установки уравновешивающих грузов проводится пробный и контрольный запуски. [c.131]

Таким образом, чтобы отбалансировать ротор во всем диапазоне оборотов, необходимо его последовательно уравновесить на всех критических оборотах, так как прогиб на любых оборотах можно представить как сумму прогибов на критических оборотах, умноженных на некоторую константу [3]. [c.188]

Можно показать, что произведенное уравновешивание означает балансировку по всем формам колебаний, имеющим влияние в рабочем диапазоне оборотов. [c.191]

Таким образом, теоретически удается устранить весь исходный дисбаланс, т. е. ротор будет уравновешен во всем диапазоне оборотов и по всем формам колебаний. [c.191]

Вынужденные колебания машины, вызываемые неуравновешенностью роторов, определяются, таким образом, амплитудами прогибов и динамических опорных усилий, которые возникают от той же неуравновешенности в роторах на абсолютно жестких опорах, и с другой стороны, динамическими жесткостями системы корпус—роторы в узловых точках (на шейках роторов). Поэтому при сравнительной оценке эффективности различных способов балансировки ротора достаточно ограничиться рассмотрением его движения на жестких опорах. Отсюда, в частности, вытекает, что снижение уровней вибраций корпуса машины, которое нередко достигается уменьшением жесткости опор роторов путем установки под подшипники эластичных втулок, связано с перестройкой инерционно-жесткостных характеристик системы в рабочем диапазоне оборотов, а не с повышением эффективности балансировки за счет самоцентрирования ротора, как это иногда объясняют. Повышение жесткости ротора приводит не только к изменению инерционно-жесткостных характеристик системы, но может повысить эффективность балансировки ротора. [c.223]

По статистическим данным, большая часть роторов авиационных газотурбинных двигателей работает в диапазоне оборотов, где величины центробежных сил существенно зависят от прогиба. Такие роторы следовало бы уравновешивать с учетом прогиба, но имеющееся балансировочное оборудование позволяет уравновешивать их лишь как твердое тело. Несоответствие между возможностью и потребностью часто приводит к довольно высокому уровню вибраций двигателя. [c.209]

Из теоретических расчетов крутильных колебаний механических систем опре-. деляют те диапазоны чисел оборотов, при которых амплитуды колебаний превышают допустимый предел. Для их снижения или полного устранения в рабочем диапазоне оборотов применяют разные методы. [c.345]

Насосы с двухсторонним входом имеют высокий к. п. д. и работают в широком диапазоне оборотов п = 585-ь2950 об/мин. [c.265]

Точное вычисление коэффициента представляет собой, конечно, очень сложную задачу и не может быть выполнено при проектировании хотя бы уже потому, что истин-ное расположение небаланса ротора по его длине всегда является неизвестным. Однако приближенная оценка порядка его величины в диапазоне оборотов О < со < 1,2- 1,3(01, где oi — первая критическая скорость рассматриваемогд ротора, вычисленная в предположенн абсолютной жесткости его опор, может быть для двухопорного ротора выполнена по указанной ниже формуле (II 1.9) эта оценка достаточна для того, чтобы иметь представление о возможности (или недопустимости) для данного ротора ограничиться балансировкой его на низкооборотном балансировочном станке. Эта формула имеет вид [c.112]

Упрощения эти основаны на том, что при вращении ротора в диапазоне скоростей О > о < со влияние членов разложения в формуле (1П.Й) с номерами, начиная примерно от s + 2-го и выше, на величины г совершенно незначительно. Поэтому не обязательно устранять балансировкой все члены этого разложения, а можно ограничиться только несколькими первыми и, если —последняя критическая скорость, лежащая внутри рабочего диапазона оборотов, вполне достаточно ограничиться устранением первых s + 1 членов. При этом при устранении 1-й, 2-й. . . форм колебаний не обязательно оперировать системами балансировочных грузов (П1.69), распределенными по всем массам вала в соответствии с устраняемой формой колебаний, а достаточно иметь систему ограниченного числа грузов например, используя систему s грузов, следует их распределить так, чтобы они были ортогональны к s—1-й форме колебаний. Подробно эти вопросы разобраны в статье [84 1 и ряде работ, собранных в сборниках [155 и 156]. [c.135]

Например, при строго симметричном роторе можно взять любую симметричную систему трех грузов, главный вектор которой равен нулю. Тогда в силу симметрии будет равен нулю и главный момент и кроме того эта система грузов будет ортогональной ко 2-й форме колебаний (кососимметричной). Устраняя сим-, метричную составляющую вибрации опор на 1-й критической скорости таким блоком грузов, мы тем самым, во-первых, не нарушим достигнутой в процессе предварительной балансировки на стащсе самоуравновешенности имеющихся на роторе небалансов и, во-вторых, устранив 1-ю форму колебаний, не внесем нового небаланса, имеющего составляющую по 2-й форме. Таким образом, можно ожидать после этого хорошей уравновешенности ротора во всем диапазоне оборотов, захватывающем 1-ю критическую его скорость, в котором влияние 2-й формы колебаний еще не слишком велико. [c.136]

На основании результатов расчета частот и форм собственных колебаний mojkho сделать некоторые предварительные выводы относительно интенсивности развивающихся в системе колебаний. При известных источниках и спектре частот возбуждения колебаний, основными из которых в редукторе являются погрешности изготовления и монтажа зубчатых колес, определяются возможные резонансные режимы в рабочем диапазоне оборотов. Так как для систем с малыми потерями, к которым относится редуктор, различие в с )ормах вынужденных и свободных колеба- [c.72]

Полученные при расчете спектры собственных частот колебаний при последовательном изменении каждого из инерционноупругих параметров или, исходя из особенностей конструкции редуктора, группы параметров системы, позволяют 1) уточнить численные значения коэффициентов инерции и жесткостей, а также первоначально принятую расчетную схему путем сопоставления результатов расчета и эксперимента 2) установить те инерционноупругие параметры или их сочетания, которые в наибольшей степени влияют на каждую иа собственных частот системы, и тем самым наметить наименьшие конструктивные изменения для вывода резонансов из рабочего диапазона оборотов или уменьшения уровня вибрации. [c.73]

В авиадвигателестроепии большинство роторов работает при оборотах до первых критических или несколько выше. Поэтому большой интерес представляет методика эффективного уравновешивания именно в этом диапазоне оборотов. [c.74]

В результате исследований А. А. Гусарова и К. Юлиша были найдены такие положения двух плоскостей, размещение балансировочных масс в которых позволяет устранить первые две формы неуравновешенности в широком диапазоне оборотов у однородного гибкого двухопорного ротора, работающего ниже второй критической скорости. [c.78]

Характер протекания кривых т] =/(п) двигателей с количественным регу яированием (см. фиг. И) обусловливает то относительное расположение частичных характеристик карбюраторных й газовых двигателей, какое представлено на фиг. 27. Возрастающая крутизна кривых т] по мере прикрытия дросселя при практически постоянной кривой/Итр приводит к сужению диапазона оборотов, в котором и к смещению максимума кривой Мк-В полном соответствии с этим кривые по мере прикрытия дросселя не только располагаются ниже, но ограничиваются всё более тесными пределами чисел оборотов. Скоростной режим, соответствующий на каждом положении дросселя максимуму мощности, сме- щается в сторону пониженных оборотов. Показанный на фиг. 27 характер кривых G обусловлен тем, что при а я onst часовой расход топлива пропорционален произведению tjK rt. [c.30]

Типы генераторов с регулятором напряжения. Система с регулятором напряжения имеет flej4yrouine достоинства а) одинаковые зарядный ток и напряжение на всём диапазоне оборотов (фиг. 2) б) автоматическое уменьшение зарядного тока к концу заряда, что увеличивает срок службы аккумуляторной батареи в) возможность обеспечить правильный зарядный режим батареи при всех условиях. [c.300]

На фиг. 2 показана система, которая была разработана и апробирована применительно к одному из полноразмерных роторов ТРД. В этой системе раскрутка исследуемого объекта осуществлялась от электродвигателя (N = 130 кет, п = 1000 об/мин). Плавность раскрутки достигалась пусковым 4 и шунтирующим 5 реостатами. Вал электродвигателя шлицевой рессорой соединен с мультипл катором 2, установленным на одной фундаментной плите с электродвигателем. Мультипликатор i == 1 11) может передавать мощность в пределах 150 кет, при этом потребляемая пм мощность не превышает 10 кет. Ведущий вал мультипликатора связан с валиком обгонной муфты, которая исключает влияние привода на исследуемый ротор. Отключение привода происходит после выхода исследуемого объекта на требуемый диапазон оборотов. [c.120]

Необходимо во время сдаточных испытаний двигателя записать по всему диапазону оборотов показания вибродатчнков в зоне сом, а затем по осциллограмме определить величину ым/. [c.210]

В результате испытаний был обнаружен ряд дефектов. После превышения 6000 об мин наблюдалось резкое увеличение амплитуды колебаний, которая достигала наибольшего значения при 7500 обЫин. Причина этого заключалась в слишком малых зазорах подшипников как турбины, так и компрессора. После увеличения зазоров ГТУ стала работать спокойно во всем диапазоне оборотов. Другим недостатком являлись колебания системы регулирования при переходе от ручного регулирования к автоматическому в области, близкой к номинальному числу оборотов. Эти колебания были настолько [c.157]

Так как первый сопловой аппарат турбины низкого давления в начальной стадии дросселирования работает при критическом перепаде давлений, то л зд = onst и Г — квд- В этом диапазоне оборотов наступает снижение Г, которое определяется уменьшением работы компрессора высокого давления по числу оборотов. При дальнейшем дросселировании двигателя перепад давлений на турбине высокого давления снижается [когда ( са)нд <1], вследствие чего падение Тз замедляется. По мере уменьшения оборотов температура газа перед турбиной достигает минимума, а затем начинает расти. [c.99]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...