Влияние упругости опор

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]

Первое улучшение этих расчетов было выполнено с помощью учета податливости опор, однако и оно оказалось недостаточным, так как в ряде случаев при исследовании колебаний ГТД появляется ряд новых резонансов, которые не могут объясняться лишь влиянием упругостей опор. [c.191]

Следует иметь в виду, что в действительности сила инерции неуравновешенной массы и неуравновешенная пара сил будут под влиянием упругости опор иметь значительно более сложную зависимость от времени. Таким образом, предполагаемая гармоническая зависимость представляет собой лишь первое приближение и приводит к линейной трактовке задачи. Из уравнений [c.47]

Влияние упругости опор вала. При [c.408]

Влияние упругости опор и корпуса [c.339]

Надо отметить, что данное здесь решение позволяет сделать лишь качественную оценку влияния упругости опоры на величину напряжений в лопатках. Ниже приведена методика, с помощью которой можно определить эти напряжения достаточно точно. [c.340]

ЭТОЙ частоты свободных колебаний влияние упругости опор относительно мало, и первую частоту свободных колебаний можно оценивать для вала иа абсолютно жестких опорах. [c.525]

Влияние упругости опор [c.112]

ВЛИЯНИЕ УПРУГОСТИ ОПОР [c.113]

Влияние упругости опор на критические скорости [c.340]

ВЛИЯНИЕ УПРУГОСТИ ОПОР НА КОЛЕБАНИЯ РОТОРОВ [c.357]

Влияние упругих опор находит отражение в величинах коэффициентов податливости входящих в частотные уравнения (7.31) для однодискового ротора, и коэффициентов a g, ,s. V/s. входящих в уравнения (7.34) для многодискового ротора. Эти коэффициенты представляют собой сумму податливостей вала ротора на жестких опорах и податливости идеально жесткого ротора в месте посадки диска, возникающей из-за деформации опор [c.357]

Рассмотрим влияние упругой опоры на критическую скорость ротора на простом примере одномассовой системы без учета гироскопического момента (рис. 11.36). Пусть одна из опор (в данном примере — правая) [c.316]

Рис. 1.40. Расчетная схема, учитывающая влияние упругости опоры

Уравнение механизма управления гидроприводом с учетом влияния упругости опоры получим, проведя преобразование уравнения (12.105) по Лапласу [c.327]

Был решен ряд задач по автоколебательным процессам в машинах. В последние годы изучались колебания деталей роторных машин и механизмов крупных роторов мош ных турбин и турбогенераторов, барабанов центрифуг, роторов газовых турбин, шпинделей станков и веретен и ряда других. При этом исследовались колебания самого вала с учетом прецессии центра вала, угловых прецессий плоскости сечений, связанных с ним дисков, влияния собственного веса и неодинаковой жесткости вала в различных направлениях, упругости опор, влияния трения и т. д. Исследованы были также динамические явления, возникающие при работе гибких валов. В частности, такие вопросы, как наличие кратных резонансов и нестационарный переход через эти резонансы, устойчивость в закритической области, влияние присоединенного двигателя ограниченной мощности в условиях стационарных и нестационарных колебаний и др. [c.31]

Входящие в выражение приведенной податливости 2 величины ek (й = 1, 2) представляют собой податливости упорных подшипников k-TO зубчатого колеса в направлении оси вращения. Податливости определяются методом, аналогичным рассмотренному выше, применительно к редуктору с прямозубыми колесами. Податливости 6ki представляют собой статические коэффициенты влияния 1 ,, вычисляемые при рассмотрении вала с k-u зубчатым колесом, как балочной системы на упругих опорах, нагруженной в k-ы сечении единичным изгибающим моментом относительно оси Z. Значения для конкретной схемы расположения вала зубчатого колеса на опорах определяются известными методами [15]. [c.38]

Необходимость расчета собственных частот насоса оказывается очень важной еще по той причине, что насос в отличие от остальных типов машин является весьма консервативной системой, трудно поддающейся отстройке от резонанса. Например, один из распространенных способов отстройки с помощью упругих опор в насосах не всегда себя оправдывает. Это объясняется существенным влиянием щелевых уплотнений. [c.177]

Заметим, что метод дает возможность определить критические обороты с учетом гироскопического действия дисков, находить критические обороты ротора, имеющего упругие опоры в любом месте системы. Таким образом, метод позволит исследовать влияние падения жесткости опор у многоопорного ротора, исследовать влияние подвески двигателя и другие вопросы. [c.132]

АУУ, построенное по этому принципу, применимо для уравновешивания роторов с любой ориентацией оси. Принцип случайного поиска, помимо определения необходимого для получения минимальных вибраций расположения грузов и учета влияния неуравновешенных масс ротора, автоматически обеспечивает учет и других влияющих на вибрацию факторов (конструкцию ротора, упругость опор, трение всех видов, температурный режим, эксплуатационные факторы и т. д.). [c.287]

На основании теоремы о взаимности перемещений рассматриваем полученное уравнение как уравнение линии влияния прогибов, значения которых в зависимости от заданной нагрузки получим как сумму произведений величин действующих сил р. и q. на соответствующие им ординаты линий влияния, определенных приведенным выше уравнением. Балка на упругих опорах, нагруженная такой произвольной вертикальной нагрузкой, показана на рис. 30. [c.71]

Отрыв в опорах сателлитов (Сз), При анализе вибрационных характеристик редукторов планетарного типа значительный интерес представляет рассмотрение влияния собственных частот, связанных с колебаниями сателлитов на упругих опорах. Именно такие колебания представляют наибольшую опасность, поскольку они могут передаваться на корпус и опоры редуктора. В динамической модели исследуемой планетарной зубчатой передачи собственной частотой, наиболее зависящей от жесткости опор сателлитов Сд, является частота Д 1900 гц 1,2-10 сек" ). Поэтому частотный диапазон для последующего построения амплитудно-частотных характеристик колебаний деталей редуктора выбран равным (1,0 ч- 1,4)-10 сек . [c.14]

Таким образом, при уравновешивании ротора переменного сечения с изотропными жесткими или упругими опорами необходимо расчетным путем (или экспериментально) определить формы собственных колебаний для учитываемых частот, т. е. тех частот, которые входят в заданный диапазон скоростей вращения. Закон распределения грузов в пробной системе получается путем перемножения ординат к-й формы собственных колебаний и ординат кривой распределения масс. Такая пробная система принимается за единицу. Устанавливая ее на вращающийся ротор, определяют коэффициент пропорциональности между кривой распределения грузов в пробной системе и соответствующей кривой динамических прогибов, а также сдвиг фазы между плоскостями прогиба и небаланса. Для определения влияния пробной системы достаточно, как и раньше, проводить измерения прогибов в одном сечении по длине ротора. [c.144]

Из выражений (1) слеДует, что они имеют совершенно общий характер и отражают существование гироскопического эффекта. С изменением условий закрепления (упругая опора, заделка, изменение числа опор) будут изменяться лишь коэффициенты влияния, но вид уравнений останется тем же. [c.185]

Влияние упругого прогиба вала. Статическая составляющая неуравновешенности зависит от изменения скорости вращения гироскопа и от упругого прогиба его вала. В данном случае достаточно рассмотреть простой пример симметричного относительно опор расположения ротора гироскопа, при котором прогиб вала не вызывает поворотов ротора относительно его оси вращения. [c.264]

Ленточный, а также неразрезные проволочный и трубчатый бандажи можно рассматривать при расчете на прочность как многопролетную балку на упругих опорах. Можно также принять, без существенного влияния на результаты расчета, заделку бандажа в лопатке абсолютно жесткой. [c.102]

Следует отметить, что абсолютная величина замеренных коэффициентов жесткости смазочного слоя имеет один и тот же порядок, что и величины динамической жесткости упругих опор. Влияние, оказываемое смазочным слоем на вибрацию ротора, носит очень сложный характер, зависящий от коэффициентов жесткости слоя и в особенности от демпфирования в слое. [c.304]

Анализ результатов расчетов по данным таблиц 5.30, 5.32, 5.34 показывает, что основание в примерах 5.22 и 5.23 незначительно влияет на напряженно-деформированное состояние балки. Объясняется это наличием жестких опор и сравнительно небольшими прогибами в пролетах. На консольном участке, где прогибы велики, влияние упругого основания значительно. Реакция R4 уменьшается в 4 раза, а максимальный прогиб уменьшается почти в 2 раза. В таких условиях практически незаметным оказалось отсутствие основания на участках 0-1 и 2-3. [c.385]

Коэффициенты влияния для точки О при постоянном сечении опорного участка DG можно представить в виде суммы слагаемых, обусловленных перемещениями в результате упругости опор и деформации шпинделя [9, 11]. [c.212]

УПРУГОГО ОТСКОКА МЕТОД - способ измерения твердости по высоте упругого отскока бойка, падающего на образец с предел, высоты. Чем выше отскок, тем выше твердость , к-рая измеряется в условных единицах. Для тонких образцов с ростом твердости опоры растет измеряемая твердость, что является одним из недостатков У. о. м. Другой недостаток У. о. м.—искажающее влияние упругих св-в (резина и стекло по этому методу оказываются тверже стали), поэтому для сопоставления материалов с резко различной величиной модуля упругости У. о. м. неприменим. Для сопоставления разных состояний в пределах группы материалов с определ. величиной модуля упругости (сталей или алюминиевых сплавов и т. п.) У, о. м. можно применять. См. Твердость по Шору. Я. В. Фридман. [c.379]

Влияние кривизны траектории точки касания катящегося колеса изучено в настоящее время с достаточной полнотой. Первая попытка решения такого рода задачи принадлежит Р. Виллису i). Полное решение задачи для случая стержня, лежащего на двух абсолютно жестких опорах, принадлежит Дж. Стоксу ). Дальнейшее развитие того же вопроса принадлежит Н. П. Петрову. Ему пришла счастливая мысль заменить дифференциальное уравнение уравнением в конечных разностях ) и воспользоваться приближенным решением. Таким путем удалось получить решения для балки, расположенной на двух, четырех и шести упругих опорах. Эти решения с полной ясностью показали, что при совершенно правильных колесах и рельсах кривизна траектории точки касания колеса и рельса не имеет никакого практического значения ). Следовательно, при определении динамических напряжений мы не внесем существенных погрешностей, если от рельса на упругих опорах перейдем к рельсу, при- [c.335]

Прием этот к настоящей задаче впервые был применен Н. П. Петровым. См. Петров Н. П. Влияние поступательной скорости колеса на напряжения в рельсе. Записки императорского русского технологического общества, С.-Петербург, 1903, год 37, № 2, февраль, стр. 27—115. Впоследствии Н. П. Петров применил этот способ к исследованию изгиба многопролетных балок на упругих опорах и к расчету рельсов. [c.358]

Таким образом, при испытаниях они показывают усредненные напряжения на этой длине, что зачастую составляет около половины ширины лопатки. Следовательно, при таком положении получить достоверную картину напряженного состояния весьма трудно. Одним из. основных недостатков проведенных испытаний является пренебрежение учетом влияния упругости опоры. Полученные при эксперименте высокие напряжения в крайних лопатках обычно отождествляются с рабочими напряжениями. Однако это нельзя признать правильным. Испытания, проведенные на ХТГЗ им. Кирова, показали, что при опирании диафрагмы на упругое кольцо, жесткость которого была значительно выше жесткости опорного зуба в цилиндре турбины, напряжения в крайних лопатках уменьшились приблизительно в 2 раза по сравнению с напряжениями, полученными при испытаниях без упругого кольца на жесткой опоре. Следовательно, в рабочих условиях эти напряжения будут еш,е меньшими. [c.367]

Цель этой главы показать не специфику задач устойчивости стержней, а то обш,ее, что присуш,е всем задачам устойчивости тонкостенных упругих систем. Именно с этих позиций следует рассматривать подробный вывод основного линеаризованного уравнения четвертого порядка, детальное описание смены форм потери устойчивости стержня на упругом основании и на упругих опорах, анализ влияния сдвиговых деформаций на критическую нагрузку и приближенное исследование закритического поведения стержней. [c.78]

У роторов с податливыми опорами частота автоколебаний уменьшалась соответственно уменьшению собственной частоты под влиянием упругости и вязкого трения опор. Частота и иные, менее существенные, параметры автоколебаний в общем оказывались весьма постоянными у каждого индивидуального ротора и одинаксвы даже при различном возбуждении автоколебаний — под действием смазочного слоя подшипников, аэродинамических сил, при помпаже и др. Вместе с тем иногда наблюдалось постепенное или резкое изменение частоты автоколебаний, не сопровождавшееся изменениями амплитуды и не вызванное каким-либо видимым изменением режима работы машины. [c.124]

На степень уравновешенности большое влияние оказывает жесткость вращающегося тела и его опор. Метод динамической жесткости применительно к задаче нахождения критической скорости валов на упругих опорах получил широкое развитие в работах А. Н. Огуречникова и Н. И. Котерова [1 ]. Используя основные положения этого метода, определим допустимую величину прогиба вала и его реакций на опорах с целью учета этого прогиба при назначении допуска на уравновешивание. [c.496]

При наличии на каком-либо участке однопролетного трубопровода упругой промежуточной опоры (рис. 73, а) расчет производим аналогичным образом, приняв точку С крепления промежуточной опоры к трубопроводу за точку приведения. В этом случае упругая опора лишь увеличивает коэффициент жесткости системы и не оказывает влияния на величину приведенной массы. Действительно, если рассматривать трубопровод как систему с одной степенью свободы, то без упругой опоры расчетная схема имеет вид, изображенный на рис. 73, б, а при наличии упругой опоры появляется дополнительная жесткость с п (рис. 73, в). Для определения приведенной массы Мпр отбрасываем упругую опору, а правый конец (точка В) освобождаем и находим опорные реакции и кривую прогиба трубопровода. Приведенный коэффициент жесткости трубопровода с р вычисляем по прогибу точки приведения без учета упругой опоры, по конструктивным же данным последней находим ее коэффициент жесткости с п. Сум- [c.183]

Балки на упругих опорах 251 (пр. 8), 252 (пр. 9),— на упругом основании 284—289, — немного искривленные 228, — неразрез-иые 96, 235, 252 (пр. 8—10), 659, — первоначально искривленные 64, 72, — прямые 60, 64, 208—225, 410, см. прогиб вследствие перерезывающей силы, — таврового сечения 295,— узкие прямоугольные 294, 438, 495—499, на балку влияние движущейся и пульсирующей нагрузки 651—655, балок кривизна 61 Беггса деформометр 43 Безопасности коэффициент 189, 190, 299 Безразмерные уравнения 237, 266 Бернулли — Эйлера теория изгиба бЗпп Бесселя уравнение 317 Бетон 223, 659 Боу обозначение 139 Бронза 341 Брус круговой 513 Буферная пружина 324 (пр. 6) [c.664]

Полевые испытания выяснили большое влияние динамического фактора на напряжения, возникающие в железнодорожном пути под колесами в движении. Васютынский в упомянутой выше диссертации указывает, что колеса некоторых товарных вагонов с изношенными поверхностями бандажей вызывают в рельсах большие прогибы, чем тяжелые колеса локомотивов с гладкой поверхностью бандажа. Насколько известно, первое теоретическое исследование динамического воздействия смятых колесных бандажей и выбоин в рельсах было проведено Н. П. Петровым )— основоположником гидродинамической теории трения в машинах. Пренебрегая в своем исследовании массой рельса и рассматривая его как балку, лежащую на равноудаленных упругих опорах, он выводит дифференциальное уравнение, аналогичное уравнению Уиллиса (см. стр. 212). Интегрирование этого уравнения производится приближенным численным методом. Вычисляя давление колеса на рельс, он учитывает при этом не только изгиб рельсов. [c.518]

При решении вопрсхга о напряжениях, возникающих в рельсах под действием катящихся колес, будем исходить из обычного предположения, что поперечины в местах прикрепления рельсов упруго оседают от приходящихся на них нагрузок и что эти осадки пропорциональны давлениям. В таком случае расчет рельса сводится к исследованию изгиба многопролетной балки, расположенной на упругих опорах. В настоящей статье мы показываем, что без ущерба для надежности получаемых результатов можно исследование изгиба многопролетной балки заменить рассмотрением изгиба стержня, непрерывно опирающегося на упругое основание. Такая замена в значительной степени упрощает статические расчеты рельс в особенности в тех случаях, когда желательно оценить влияние на изгиб рельса не одиночного груза, а целой системы грузов. [c.322]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...