Жесткие и гибкие роторы

Экспериментальные исследования подтвердили значительную эффективность рассмотренных методов уравновешивания жестких и гибких роторов. [c.76]

Методы уравновешивания жестких и гибких роторов могут быть разделены на две группы. [c.128]

Гибкость ротора. Роторы делятся на жесткие и гибкие в зависимости от применяемых методов балансировки. Жестким считают ротор, который может быть сбалансирован на частоте вращения п , меньшей первой критической П1 в двух произвольных плоскостях коррекции и у которого остаточные дисбалансы не будут превышать допустимых на всех частотах вращения до наибольшей эксплуатационной п . Иногда жестким называют ротор, у которого гц кщ. Значение коэффициента к принимается 0,2—0,7. Соответственно гибким считают ротор, который не может быть сбалансирован на частоте п < 1 в двух произвольных плоскостях коррекции так, чтобы значения его остаточных дисбалансов не превышали допустимых на некоторых частотах вращения до п . Методы балансировки жестких и гибких роторов существенно различаются. [c.37]

Если центробежные силы, действующие на вращающийся ротор, не вызывают его деформации на рабочих частотах вращения, то такой ротор является жестким. Если действие центробежных сил вызывает заметные деформации ротора на какой-либо рабочей частоте вращения, то такой ротор является гибким и его надо балансировать на специальном оборудовании по более сложной и трудоемкой методике, чем методика балансировки жесткого ротора. Среди жестких и гибких роторов имеются такие, которые можно отнести то к жестким, то к гибким в зависимости от условий работы, в том числе рабочих частот вращения. Примером жесткого ротора при всех проектируемых рабочих условиях является коротко-замкнутый ротор асинхронного электродвигателя, а гибкого - ротор мощного генератора тока. [c.530]

В книге изложены основные сведения из теории механических колебаний, основы виброметрии, механические и электромагнитные причины вибраций, а также современные методы уравновешивания жестких и гибких роторов электрических машин и агрегатов. [c.2]

Жесткие и гибкие роторы [c.47]

В зависимости от соотношения между рабочей и критическими скоростями вращения роторов электрические машины можно разделить на две группы машины с жесткими и гибкими роторами. Машины с жесткими роторами, установленные на амортизаторах, проходят критические скорости подобно машинам с гибкими роторами. Указанные соотношения скоростей вращения роторов для различных групп машин показаны на рис. 4-33. [c.195]

Жесткие и гибкие роторы. В зависимости от соотношения между рабочей и критической частотами вращения роторы разделяют на жесткие и гибкие. [c.45]

Ротор состоит из вала с дисками или барабана с полуосями, рабочих лопаток, упорного гребня, элементов наружных уплотнений и полумуфты (рис. 2.5). По назначению различают роторы активных турбин, реактивных турбин, компрессоров (центробежных и осевых) по конструкции — роторы дисковые, барабанные и смешанные (рис. 2.5) по тепловому режиму — неохлаждаемые и охлаждаемые по частоте вращения — жесткие и гибкие по способу изготовления — цельнокованые, сварные, с насадными дисками и наборные [13, 37]. [c.29]

Жесткие и гибкие валы. При некоторой частоте вращения ротора происходит значительное увеличение прогиба вала, что сопровождается большими вибрациями турбомашины и может вызвать аварию при ее длительной работе на указанном режиме. Такая частота вращения называется критической. После перехода через критическую частоту в )ащения прогиб и вибрация уменьшаются. [c.292]

Более логичным представляется делить роторы с учетом их реального состояния в работе, а именно считать жесткими роторы, у которых величины центробежных сил в работе несущественно изменяются в результате прогиба, и гибкими — роторы, у которых центробежные силы существенно зависят от прогиба. [c.69]

В зависимости от применяемых методов балансировки роторы делятся на жесткие и гибкие. [c.857]

Принципиальная схема следящей системы, построенной на астатическом принципе, приведена на рис. 43. Для измерения углового положения ротора синхронного -двигателя в этой системе использованы сельсины 12 и 14 в трансформаторном режиме, связанные соответственно с регулируемым двигателем 11 н вспомогательным синхронным двигателем 13. При необходимости измерения угла рассогласования с большей точностью в измерительном устройстве может быть применен принцип фазовой модуляции, основанный на схеме включения сельсинов в режиме фазо-вращения. Сигнал рассогласования в виде выходного напряжения переменного тока сельсина 12 действует через усилитель переменного тока 1 на двухфазный исполнительный двигатель 2, вал которого связан с ротором синусно-косинусного вращающегося трансформатора 4. Выходные обмотки последнего включены в каналы управления двигателя по продольной и поперечной осям. В состав элементов каналов управления двигателя входят фазочувствительные усилители 5, 8, блоки управления 16, /7, усилители мощности постоянного тока 6, 9 и отрицательные обратные связи 7, 10, обеспечивающие жесткую и гибкую обратные связи по напряжению на зажимах обмоток возбуждения регулируемого двигателя 11. [c.106]

Оси могут быть целыми и полыми. Вращающиеся оси подразделяются на жесткие и гибкие. У жестких осей критическое число оборотов больше рабочего числа оборотов ротора, у гибких осей— наоборот. При применении жестких осей нет угрозы появления резонанса, но в то же время, даже при хорошей динамической балансировке, за счет прогиба и первоначального смещения центра тяжести, которое может быть вызвано, например, точностью изготовления, могут возникнуть дополнительные моменты, которые приведут к изменению положения динамического равновесия гироскопа. Если ось быстро проходит зону критических чисел оборотов, то прогиб оси не возрастает до бесконечности и ось не разрушается. При вращении гибкой оси с числом оборотов больше критического может наступить самоцентрирование. [c.39]

Из дальнейшего будет видно, что роторы, имеющие упругие опоры, даже в том случае, если они сами и очень жесткие, работают обычно далеко за первыми критическими числами оборотов, т. е. выступают в качестве гибких роторов. При этом, как хорошо известно, вращение ротора будет устойчивым и будет происходить приблизительно вокруг его центра тяжести [18], [19], [20]. Тогда нагрузка на упругую опору гибкого ротора будет выражаться соотношением [c.58]

На фиг. 6. 5 показаны осциллограммы напряжений на поверхности вала модельной установки с двумя симметрично расположенными дисками при переходе через первую (а) и вторую (б) критические скорости. Колебания напряжений вызваны собственным весом, средние же отклонения — действием неуравновешенности. Эксперимент подтверждает тот факт, что прогибы и опорные реакции гибкого ротора с сосредоточенными массами так же, как и у ротора с распределенной массой при изменении скорости вращения, изменяются не только по величине, но и качественно. Следовательно, методика, разработанная для уравновешивания жестких роторов, не пригодна при уравновешивании гибких роторов. Необходимо выяснить вопрос о возможности такого уравновешивания гибких роторов с помощью ограниченного числа грузов, при котором полностью будут устранены динамические реакции в опорах на широком диапазоне скоростей и оптимально снижены изгибающие усилия в роторе. [c.199]

Звенья в механизме и машине служат для передачи движения и силы от одного звена (ведущего) к другому (ведомому). В качестве звеньев механизма могут быть использованы твердые, упругие и гибкие тела. Звенья механизма при условии отсутствия значительных деформаций от действующих сил должны быть достаточно жесткими. Однако во многих случаях, в частности, когда мащина подвержена ударным нагрузкам, звенья механизма должны быть упругими для амортизации и предохранения их от разрушения. Упругие звенья с ограниченной жесткостью применяют также для предохранения машин от вибрации и колебаний. Например, упругий вал позволяет сообщить весьма большую частоту вращения ротору турбины без опасности разрушения его при колебаниях. [c.60]

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]

Большая часть теоретических исследований по динамике роторов посвящена рассмотрению простых систем в виде жесткого ротора, гибкого ротора с диском или ротора с равномерно распределенными массами и жесткостями. Однако даже для таких систем расчет часто оказывается достаточно сложным и тогда прибегают к дальнейшему упрощению схем ротора, что позволяет получать формулы, удобные для инженерного расчета. [c.23]

В настоящей работе приводится решение задачи о вынужденных изгибных колебаниях двухопорного гибкого ротора ступенчатого сечения, подобного роторам турбогенераторов. Опоры ротора приняты шарнирными и жесткими. Демпфированием пренебрегаем. [c.28]

Это положение распространяется как на гибкие роторы, установленные на жестких опорах, так и на роторы с податливыми опорами [1]. [c.48]

ШИНЫ в соответствии с намеченной методикой (балансировка жестких роторов по обычной системе отстройки влияния исключаемой плоскости и по системе симметричной и кососимметричной составляющих неуравновешенности для гибких роторов) иллюстрируются с помош ью графа. [c.138]

Автоколебания роторов, возбуждаемые смазочным слоем опор скольжения, наблюдались нами у гибких и жестких роторов большого числа турбокомпрессоров и турбодетандеров мош,ностью от 0,1 до 3000 кет при числе оборотов от 3000 до 60 ООО об/мин и весе роторов от 1 до 500 кг, при масляной и воздушной смазке опор и значениях критериев [c.123]

В общем, автоколебания чаще наблюдались у гибких роторов, чем у жестких, и у первых — при угловой скорости вдвое и более превосходящей собственную частоту Увеличение постоянной нагрузки на роторы препятствовало появлению автоколебаний. [c.124]

Существующие многочисленные методы уравновешивания жестких роторов являются совершенно неприемлемыми для уравновешивания гибких роторов. Известно, что уравновешивание жестких роторов, как правило, производят в двух заданных плоскостях уравновешивания. Для гибких роторов при одной и той же величине уравновешивающих грузов с изменением числа оборотов изменяется расстояние между плоскостями уравновешивания. Поэтому уравновесить гибкий ротор в двух заданных плоскостях уравновешивания возможно только для определенной скорости вращения, с изменением которой гибкий ротор оказывается вновь неуравновешенным. Этим объясняется тот факт, что многие роторы, будучи уравновешенными на малых оборотах, делаются неуравновешенными на больших оборотах, и наоборот. В этих случаях дополнительная неуравновешенность ротора появляется из-за прогиба, величина которого изменяется с изменением оборотов. [c.165]

Воздействие дисбалансов на жесткий ротор с изменением оборотов проявляется только с количественной стороны, в то время как на гибкий ротор воздействия дисбалансов с изменением оборотов проявляется не только с количественной, но и с качественной стороны. Поэтому уравновешивание гибких роторов обладает целым рядом специфических особенностей по сравнению с уравновешиванием жестких роторов. [c.165]

Вопросам теории уравновешивания жестких роторов на балансировочных машинах с освеш,ением различных методов и средств посвяш,ена обширная литература, вопросы теории уравновешивания гибких роторов до настояш,его времени не разработаны, методов и средств для уравновешивания гибких роторов почти нет. [c.166]

Суш,ествуют лишь попытки свести процесс -уравновешивания гибких роторов к процессам, аналогичным при уравновешивании жестких роторов, или уравновесить их для одной (рабочей) скорости вращения, в то время как в современном машиностроении (особенно в турбомашинах и электромашинах) и приборостроении (особенно в гироскопах) нашли широкое применение гибкие роторы, работающие в широких диапазонах скоростей вращения за пределами критических чисел оборотов. Эксплуатационная надежность таких роторов во многом зависит от степени их уравновешенности на всем диапазоне рабочих оборотов. Поэтому возникает необходимость в изыскании новых методов и средств уравновешивания гибких роторов и в разработке теоретических обоснований этих методов. [c.166]

Третья глава посвящена уравновешиванию гибких роторов, применение которых в современном приборо- и машиностроении является неизбежным в связи с увеличением скорости вращения роторов. Уравновешивание гибких роторов по сравнению с жесткими роторами представляет несравненно более сложную задачу, решение которой в общем виде до настоящего времени неизвестно. Поэтому в данной главе приведены частные решения этой задачи, относящиеся к созданию стендов для исследования и балансировки на рабочих оборотах полноразмерных двигателей и их роторных систем вопросы учета гибкости вала при балансировке роторов высокооборотных электрических машин особенности уравновешивания роторов мощных турбогенераторов на месте их установки вопросы последовательности устранения статических и динамических дисбалансов гибкого ротора с использованием трех плоскостей коррекции изучение источников неуравновешенностей составных роторов и особенности балансировки их элементов. В этой же главе описываются практические приемы балансировки гибких роторов мощных турбин, принятые на некоторых заводах. [c.4]

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]

Требования к балансировке жестких и гибких роторов из-за их динамических особенностей должны различаться. Однако единого мнения о границах жесткости для выбора метода уравновешивания нет. Д. П. Ден-Гартог [1], например, считает, что учитывать деформацию ротора при балансировке следует для машин, у которых рабочие скорости со превышают половину первой критической dj, рассчитанной для ротора на жестких опорах. В. А. Зенкевич принимает это для o/ oi = = 0,6 [2], а Л. И. Кудряшев [3] предлагает 0,2 с делением роторов на тихоходные и быстроходные. Считается необходимым проведение балансировки роторов на повышенных и рабочих скоростях. На практике используются в основном методы, пригодные лишь для жестких роторов, теория балансировки которых правомерна при числе оборотов, ие превышающем 0,3 -f- 0,5 (Й1кр, с размеш ением плоскостей коррекции у опор. [c.54]

Требования снижения вибраций от неуравновешенности в электрических машинах — электродвигателях и генераторах, а также в турбомашинах — турбинах и турбогенераторах, привели к развитию методов балансировки жестких и гибких роторов [1, 3, 4]. Аксиально-норшневые насосы и гидродвигатели можно сравнить по своему назначению с генераторами и электродвигателями, и в связи с широким распространением в машиностроении к ним предъявляются аналогичные требования о снижении вибраций от неуравновешенности. Роторы современных аксиально-поршневых гидромашин могут быть отнесены к жестким, т. е. таким роторам, скорость вращения которых не достигает 70% первой критической скорости. Практически у аксиальнопоршневых насосов и гидродвигателей скорость вращения в 4— 5 раз ниже критической скорости. К особенностям роторов аксиально-поршневых машин относится то, что внутри роторов движутся значительные массы в осевом направлении, составляющие в некоторых случаях до 30—40% веса всех вращающихся деталей. [c.234]

Жестким считается ротор, который может быть сбалансирован на частоте вращения (ug меньшей первой критической частоты jjpi ротора ( u < (Dj.pi) в двух произвольных плоскостях коррекции и у которого остаточный дисбаланс на всех частотах вращения ротора, включая наибольшую эксплуатационную u) , не будет превышать допустимого (обычно 0) < krii, где к = 0,2 0,7). Все остальные роторы считаются гибкими. Методы балансировки жестких и гибких роторов существенно различаются. Подробно методы балансировки жестких и гибких роторов изложены в работе [10]. Ниже рассмотрим лишь методику балансировки жестких роторов. [c.857]

При монтаже уплотнений цилиндров зазоры в них устанавливают по данным заводов-изготовителей в зависимости от типа и конструкции уплотнений. Радиальные зазоры в концевых лабиринтных уплотнениях гибкой конструкции обычно выдерживаются равными 0,15—0,25 мм, а в уплотнениях жесткой конструкции и гибких роторов в 1,5—2 раза больше. Аксиальные зазоры колеблятся в пределах 1—5 мм. [c.215]

Решение народнохозяйственной проблемы по снижению уровня вибраций и шумов в комплексах систем человек — машина может быть осущеетвлено при условии значительного уменьшения возбуждающих сил в самих источниках. Это главным образом повышение качества балансировки роторов, установление обоснованных норм на неуравновешенность жестких, упруго-де-формируемых и гибких роторов и подавление вибрации конструктивными путями на стадии проектирования изделий. [c.15]

Устройства принудительного центрирования применимы в случаях, когда конструкция машины не позволяет размещать корректирующие массы в требуемом месте и при этом допустимо изменение положения оси вращения. Устройства достаточно просты, надежны и пригодны для балансировки как жестких, так и гибких роторов. Жесткие роторы балансируются полностью. У гибких роторов реакции в опорах полностью устраняются только в определенном диапазоне скоростей, так как принудительное центрирование эквивалентно установке на ротор корректирующих масс, распреаеленных по трапецеидальному закону, балансировка которыми имеет ограничения на некоторых скоростях. Эти ограничения заложены в основе метода и никакими конструктивными мерами не устраняются. [c.74]

В зависимости от соотношения между номинальной и критической скоростями роторы разделяют на жесткие и гибкие. Жесткими называют роторы, у которых рабочая и первая критическая скорости находятся между собой в соотношении сордд < 0,7 со . [c.47]

Балансировка жестких роторов. В задачах уравновешива ния ротором называется обычно вращающееся звено, не соединенное С другими звеньями механизма. Ротор называется жест- ким, если на всем диапазоне частот вращения до значения эксплуатационной частоты вращения деформации изгиба рО тора незначительны. При значительных деформациях ротор считают гибким ). Балансировка как жестких, так и гибких ротй-ров выполняется на балансировочных станках. Все конструкции балансмровочиых станков подразделяются на станки рамного [c.322]

Другая группа статей посвящена рассмотрению вопросов, связанных с балансировкой роторов. В них показана возможность определения осевого положения дисбаланса по величинам нечувствительных скоростей гибкого ротора или по его амплитудно- фазо-частотпым характеристикам. Исследована возможность балансировки гибкого ротора грузами, место установки которых яе совпадает с дисбалансом. Рассмотрены методы балансировки многовальных и многоконтурных турбомашин с различными скоростями совместно работающих роторов и описаны соответствующие аппаратура и оборудование. Рассмотрены вопросы автоматической балансировки на ходу жестких роторов с помощью устройств со следящими системами. [c.3]

Таким образом, анализ АФЧХ деформаций дает возможность определить величину и положение дисбаланса гибкого ротора. Применение данного метода представляется весьма перспективным. На показания тензодатчиков не влияют перемещения ротора как жесткого тела, и, таким образом, исключается погрешность, связанная с наличием зазоров в подшипниках, податливостью опор, а также колебаниями самих датчиков за счет вибрации корпуса. [c.61]

Рассмотрим однодискоБЫЙ, двухопорный гибкий ротор массой М с балансировочными массами расположенными вблизи жестких опор и соединенными с ротором посредством упругих элементов (рис. 1). Расстояние диска от опоры О ротора произвольное, обозначим его вал ротора жесткостью с считаем невесомым жесткости упругих элементов, посредством которых соеди- [c.78]

В процессе такого уравновешивания угловые положения осевых плоскостей симметричных и кососимметричных сил от неуравновешенности и величины этих сил определяются по опорным реакциям вращающегося ротора как на малой скорости (жесткий ротор), так и на скоростях, близких к критическим (гибкий ротор). Измерение указанных величин реакций и их фаз производится на машинах для динамической балансировки с неподвижными опорами. Электронноизмерительная аппаратура этих машин соответствующим образом выбрана и настроена. [c.184]

Уравновешивание гибкого ротора производилось в следующем порядке. Сначала гибкий ротор уравновешивался на малой скорости = 450 об/мин ((о 0,3tt> J как жесткий ротор в двух осевых плоскостях симметричного и кососимметричного нагружений. Неуравновешенность ротора в этих плоскостях удавалось скомпенсировать почти до нуля. Затем скорость вращения гибкого ротора увеличивалась почти до критических = 1260 об/мин ( oj 0,9oii). [c.197]

Эго можно наглядно видеть на фиг. 1, на которой представлены результаты вибрографирования одной и той же турбомашины, гибкий ротор которой в первом случае уравновешивался как жесткий узел, а в другом случае — раздельно уравновешивались все его детали. Технология балансировки была построена так, что каждая деталь [c.297]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...