Балансировка 1 осевых сил

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]

Из сказанного о динамическом дисбалансе следует, что при незначительной длине тела по оси вращения (например, маховик, диск сцепления) практически вполне достаточно балансировать его статически, так как действие всякой пары сил в осевой плоскости слишком незначительно при небольшой длине плеча. При длинных же деталях динамическая балансировка особенно существенна, так как даже незначительный дисбаланс создает пару сил, которая, действуя на большом плече, оказывает значительное влияние на всю систему. [c.312]

Ротор не должен иметь перед началом балансировки большой начальный небаланс, для чего в конструкции его не должно быть, по возможности, нарушений осевой симметрии и, кроме того, все концентрические поверхности ротора и особенно места посадки и шейки должны обязательно обрабатываться с одной установки вообще должны быть приняты все конструктивные и технологические меры к тому, чтобы точнее соблюдалась концентричность всех деталей ротора нарушения этого требования не компенсируются увеличением точности последующей балансировки, если эта балансировка производится обычным способом. [c.108]

Из выражений (6. 95) следует также, что все остаточные неуравновешенности после динамической балансировки лежат в одной осевой плоскости, и величина и направление их определяются величиной вектора Р и расстояниями между дисками и 1 . [c.251]

Нечувствительные скорости могут быть использованы также для нахождения осевой координаты дисбаланса в роторе на рабо-тающей машине без ее остановки и разборки. Определение этой величины особенно важно в случаях, когда ротор состоит из набора дисков. Подобные конструкции часто применяются в технике-и правильное определение места дисбаланса имеет решающее значение для проведения балансировки машины на месте ее установки. [c.97]

Двигатель должен быть оснащен соответствующим осевым подшипником 8, так как вследствие высокого давления в системе осевые усилия достигают десятков тонн. Стоимость такого насоса ниже, чем выполненного по любой другой схеме, но это преимущество утрачивается из-за более высокой стоимости электродвигателя, обусловленной жесткими допусками, высокой точностью сборки, большой грузоподъемностью осевого подшипника. Кроме того, необходимость точного изготовления валов, их совместной обработки и балансировки создает определенные трудности при раздельном изготовлении ГЦН и электродвигателя. [c.31]

В гидростатическом уплотнении благодаря тщательно сбалансированному соотношению между геометрическими размерами уплотняющих поверхностей и давлениями, действующими в зоне уплотняющего стыка, поддерживается постоянный рабочий зазор 10—30 мкм. Сравнительно большие протечки (0,5—1,5 м /ч) через торцовый зазор позволяют более уверенно прогнозировать вид эпюры давления в зазоре, что облегчает балансировку сил, действующих в осевом направлении на уплотняющие элементы. Протечки, кроме того, интенсивно отводят тепло, выделяющееся при трении, что уменьшает температурные градиенты, а следовательно, и термические деформации. Благодаря отсутствию износа от. истирания уплотняющих элементов облегчается выбор материалов для них. [c.77]

Балансировка 296 — осевых сил 80 Барьер тепловой 280, 281 Безопасность ГЦН 71 [c.312]

Шпиндельные узлы и их приводы. К основным критериям качества шпиндельных узлов относят равномерность вращения, определяемую чувствительностью привода к изменениям внешних нагрузок и качеством балансировки, сохраняемость заданной скорости вращения (диапазона регулирования частоты вращения), точности пространственного положения (зависящей от радиального и осевого биения, температурных деформаций, несущей способности, износостойкости подшипников и жесткости). От этих величин, а также виброустойчивости в основном зависит технологическая надежность шпиндельных узлов. К главному приводу (двигателю, коробке передач) предъявляются требования сохранения заданных мощности, нагрузочной способности, частоты и равномерности вращения, высокого КПД, допустимого уровня шумовых характеристик, предохранения привода от перегрузок. К шпинделям токарных и других станков с вращающимися при обработке деталями предъявляются также требования точного центрирования патронов, планшайб и зажимных приспособлений к шпинделям шлифовальных, сверлильных, расточных, фрезерных станков — точное центрирование шлифовальных кругов, другого инструмента или оправок и сохранение заданной жесткости этих соединений и точности положения автоматически устанавливаемого инструмента, сохранение виброустойчивости. [c.26]

В работе [5] предложено иное условие — устранение реакций опор на максимальной рабочей скорости. По мнению авторов, оно вместе с полной компенсацией N — М первых собственных форм неуравновешенности позволяет обеспечить лучшую эффективность балансировки ротора в заранее выбранных плоскостях. Однако, увеличив число компенсируемых первых гармоник до 2N — М, получаем критерий, определяющий также оптимальные осевые координаты уравновешивающих грузов. Это соответствует малым реакциям на скоростях, близких к максимальной. Число N балансировочных плоскостей можно сократить примерно вдвое. [c.78]

В общем случае процесс балансировки имеет три этапа 1) определение поперечного сечения, в котором расположена несбалансированная масса 2) определение осевой плоскости расположения этой массы 3) перемещение по линии пересечения этих плоскостей рабочих масс для получения необходимой компенсирующей силы. [c.115]

Имеет ограниченное применение. Дает возможность снимать и ставить муфту без осевого перемещения валов и не препятствует надеванию па вал неразъемных деталей. Недостатки трудность балансировки неровности на наружной поверхности муфты, требующие защиты кожухом. [c.182]

В таком виде ротор проходит статическую балансировку, после чего укладывается на подшипники с выверкой осевых зазоров и проверкой биения шеек валовым индикатором. Производят центровку вала ротора в подшипниках и окончательную пригонку вкладышей подшипников по шейке вала с выверкой зазора между вкладышами и шейками. После этого подшипники собирают с присоединением к ним труб охлаждающей воды. [c.346]

Для определения неуравновешенности по плоскостям балансировки по суммарным колебаниям от дисбалансов di и d , расположенных в общем случае, в разных осевых плоскостях, следует, прежде всего, амплитуды колебаний сложить, как векторы [c.33]

Если применяются подшипники скольжения, то при балансировке роторы следует устанавливать точно на рабочих цапфах вала. Опыт показывает, что осевые сдвиги даже в нескольких миллиметров при шлифованных валах могут вызвать эксцентрицитет в 1—2 мк. [c.281]

Машина МДУ-2 предназначена для динамической балансировки роторов весом от 5 до 100 кг в собственных подшипниках качения. Машина имеет два привода — осевой и ременный. Оба привода работают >"от одного асинхронного электродвигателя мощностью 2,5 кет. При помощи специального переключателя крутящий момент электродвигателя может быть передан или осевому, или ременному приводу. Для сокращения времени остановки ротора после выключения электродвигателя предусмотрен колодочный тормоз. [c.333]

Введение этой методики позволило повысить качество балансировки. В настояш,ее время по заводским нормам для основных типов роторов максимальная величина двойной амплитуды вибрации опоры (вертикальной, горизонтальной или осевой) не должна превышать 20—25 лк. Выпущенный ряд турбогенераторов с рабочей скоростью 3600 об/мин также имел вибрацию ниже этого уровня. Уменьшены выпускные вибрации и на критических скоростях (средний уровень 20 мк). Измерение вибрации на шейках вала показало, что уровень вибраций вала вблизи подшипников может быть ниже 100 мк. [c.181]

В табл. 2 даны результаты балансировки гибкого ротора осевого компрессора в трех плоскостях приведения. Вес ротора составляет 1000 н, а скорость 10 ООО об мин. [c.240]

В том случае, когда осевые вибрации механизма не превышают допустимого уровня, балансировку механизма достаточно производить в двух параллельных плоскостях исправления, что позволит значительно упростить методику балансировки и схему балансировочной установки. [c.426]

Экспериментальная балансировка механизма с качающейся шайбой производилась с помощью установки, имеющей колеблющуюся систему без жестких связей со станиной [2]. Измерения производились в вертикальной плоскости. С помощью трех противовесов, два из которых размещались в плоскостях исправления / и 2, связанных с главным валом механизма, а третий — на качающейся шайбе, устранялись осевые, радиальные и угловые вибрации в вертикальной плоскости с основной частотой 0). Колебания в горизонтальной плоскости не измерялись, однако их можно было ощутить на ощупь при сравнительно больших дисбалансах качающейся шайбы (2 X 25 г-сж и выше). [c.343]

Тип привода ротора при его балансировке — Накладной ременный Осевой Накладной ременный Осевой Собственный электричес 1И1 [c.418]

Первоисточник колебаний — неуравновешенные силы в роторе, возникающие от неточностей балансировки и сборки, а также от различных деформаций всей системы и осевой несимметричности размеров и физических свойств металла. Возникающие при этом вынужденные колебания индуцируют гидродинамические силы в масляном слое подшипников и ПАС в рабочих колесах и уплотнениях. Последние появляются под влиянием неравномерного по окружности и нестационарного поля скоростей и давлений. В современных крупных турбинах, работающих при СКД, такие ПАС вызывали недопустимые вибрации. Этим объясняется большое число теоретических и экспериментальных исследований, выполненных в МЭИ, ЦКТИ, на заводах и за рубежом [5, 6, 10, 11, 16]. [c.249]

Ведущий и ведомый валы разделены и не центрируются один в другом так же, как и у быстроходных гидромуфт Фойт типа SvL и R-K. Такая конструктивная схема очень технологична и позволяет производить динамическую балансировку. Однако недостатком такой схемы является то, что действующие в гидромуфте осевые силы нельзя свести к внутренним силам и замкнуть их во внутреннем силовом контуре. Они являются в данной конструк-15 227 [c.227]

Полученные результаты могут быть использованы для решения задачи о балансировке механизмов аксиально-поршневых гидромашин. Упругая и измерительная системы балансировочного стенда должны быть построены так, чтобы ими воспринимались не только поперечные, но и осевые силы инерции. Схематично это показано на рис. 7 датчик Д1 воспринимает осевые колебания, датчики Д2, ДЗ — поперечные. Интересно отметить, что осевое движение неуравновешенных масс должно влиять на поперечные колебания. В дифференциальных уравнениях движения будут иметь место периодические коэффициенты перед вторыми [c.240]

Движение качания легче всего представить себе при помощи одного вращающегося тела. В этом случае спутник проектируется так, что учитывается его быстрое вращение около некоторой оси (геометрической оси) последнюю ось делают осью наибольшего осевого момента инерции. Однако из-за погрешностей балансировки ось, которой отвечает наибольший момент инерции, окажется отклоненной от геометрической оси на некоторый малый угол. В равновесном состояний спутник вращается вокруг оси, соответствующей наибольшему моменту инерции, причем векторы собственной угловой скорости и кинетического момента направлены вдоль общей прямой. Поэтому геометрическая ось совершает [c.40]

Обеспечивает наиболее удобный монтаж и демонтаж без осевого перемещения валов. Недостаток — трудность балансировки. Применяется при малых скоростях вращения. Конструкцию и размеры нормализованных муфт — см. табл. 11. Шпоночное соедине- ние рассчитывается по расчетному вращающему моменту М , болты (на растяжение) — по силе затяжки каждого болта 2Л [c.323]

В процессе статической балансировки курсового гироскопа вокруг оси X внутренней рамки его карданова подвеса применение нижней маятниковости Сг/ц.т и увеличение момента трения М приводит к самобалансировке гироскопа и маскировке осевого люфта в подшипниках оси вращения ротора, центр тяжести которого свободно смещается вдоль оси 2. [c.209]

Во время работы ГТД его элементы совершают сильные колебания. Эти колебания — вибрации, с одной стороны, сами по себе могут привести к поломке отдельных частей двигателя ротора, лопаток, подшипников, трубопроводов, камер сгорания и пр., с другой стороны — они как бы сигнализируют о появлении у двигателя скрытых дефектов, являющихся причиной возникновения самой вибрации, например, повышенная вибрация создается ростом дисбаланса ротора, который, в свою очередь, может быть обусловлен вытяжкой лопаток, изменением веса лопаток и положения их центров тяжести из-за возникновения таких дефектов как изгиб забоины, эрозии и коррозии пера, изменения посадок обойм подшипников, изменение осевого люфта лопаток ротора турбины и др. Нарушения балансировки ротора часто создаются неисправностями соединительных муфт и особенно нарушениями взаимной центровки частей ротора. Таким образом, отмечая у двигателей быстрый рост вибрации, можно, в частности, обнаружить у него появление некоторых предпосылок к возникновению одного из опасных дефектов ГТД — обрыву лопатки турбины. Кроме отмеченных выше поломок деталей ГТД, вибрация вызывает и целый ряд других вредных последствий наклеп в соединениях (особенно подвижных), разбалансирование ротора, изменение зазоров в подшипниках и пр. Вибрация вредна и для сооружения, на котором установлен двигатель, так как оказывает вредное влияние на работу приборов, оборудования и обслуживающего персонала. [c.213]

В случае четырехдискового ротора после динамической балансировки при малых оборотах для полного уравновешивания потребуется добавить две системы грузов, размещенных в двух различных осевых плоскостях ротора. Обозначив векторы, характеризующие эти две системы неуравновешенных масс, через я Р , можно определить вибрацию подшипников I я И [c.253]

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]

Использование нечувствительных скоростей для определения осевого положении-дисбаланса на гибком многодисковом роторе. Гусаров А. А., СамаровН. Г.-Сб. Колебания и балансировка роторных систем . Изд-во Наука , 1974. [c.111]

Практические методы уравновешивания малым числом грузов с фиксированными осевыми координатами излагаются ниже на примере валов в порядке возрастания быстроходности Vimax = Ю max/ft) 1- Приводятся наиболее рациональные схемы балансировки. В общем случае целесообразно выполнять уравновешивание с помощью несимметричных самоурав-яовешенных блоков грузов. При этом нижняя балансировочная скорость должна быть малой, что позволяет выполнять первый этап уравновешивания на низкооборотных автоматизированных балансировочных станках. Дополнительное уравновешивание на рабочих скоростях может производиться в собственном корпусе машины с применением измерительной аппаратуры общего назначения. Для уменьшения влияния радиальных зазоров в подшипниках горизонтально установленного ротора предпочтительны измерения амплитуд и фаз реакций или перемещений опор в вертикальном направлении, если только не используются высокоскоростные балансировочные станки с малой динамической жесткостью опор в горизонтальной плоскости. [c.85]

Привод пильной ленты осуществляется от односкоростного электродвигателя в сочетании с коробкой скоростей, или с механическим бесступенчатым вариатором (фиг. 53), или от регулируемых электродвигателей. Пильная лента получает движение от нижнего шкива верхний шкнв регулируется по высоте дли натяжения ленты при её надевании. В станках большого размера лента обегает дополнительный — задний — шкив при разрезании на таких станках деталей небольшой ширины лента может обегать только два передних шкива. Пильные шкивы изготовляются алюминиевыми, обычно с резиновым ободом, или стальнымн шлифованными и подвергаются балансировке. На быстроходных ленточных пилах устраивают тормозы, которые останавливают оба шкива одновременно, и этим устраняют дополнительные напряжения в ленте, а также предотвращают аварии при разрыве ленты. Ленточные пилы, работающие лентой длиной около 50 м, конец которой наматывается на перемещающийся в осевом направлении барабан, не нуждаются в спайке концов ленты.Однако продолжительность резания на них невелика (2,5 мин.) п требуется время на перемотку ленты. [c.516]

При замене или ремонте пяты проводят подгонку регулировочных колец, расположенных под упорными колодками, в соответствии с требованиями ремонтной документации в целях сохранения требуемого осевого разбега ротора. В процессе сборки насюса выполняется пооперационный контроль за правильностью выполнения затяжки крепежа регламентируемыми моментами совмещением установочных рисок, результатами балансировки, подгонки деталей и пр. Результаты заносят в документацию. [c.184]

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]

Рассмотрим балансировку карданных валов применительно к двухшарнирным валам, которые в диапазоне рабочих скоростей от О до 5000 об1мин работают как жесткое тело. При оценке точности балансировки жестких карданных валов на станках основное внимание уделялось несовпадению рабочего положения карданного вала и положения при балансировке. При несовпадении осей звеньев вала в рабочем положении могут возникнуть большие осевые составляющие центробежных сил, которые не-обходи.мо ко.мпенсировать специальными методами балансировки [3, 4]. [c.60]

По нашему мнению, из известных и практически проверенных методов наиболее перспективным для определения неуравновешенности шин является способ малых угловых колебаний, предложенный в работе [1]. Этот способ был применен для балансировки легких (до 1 кг) роторов с малым осевы.м моментом инерции. Однако энергетические затраты на поддержание колебаний, которые по абсолютному значению не велики, при определении неуравновешенности шины окажутся значительными. [c.85]

Механические повреждеиия и неполадки питательных насосов происходят, как правило, вследствие их неудовлет1ворительного ремонта и обслуживания неправильной сборки, балансировки, центровки с приводом, неудовлетворительной смазки подшипников, неуравновешенного осевого давления, ошибок при пуске и остановке насосов. К тяжелым повреждениям может привести отсутствие или неправильное устройство и использование разгрузочных линий питательных насосов, отсутствие или неисправность обратных клапанов и ограничителей расхода на линиях разгрузки, включение их в общую разгрузочную магистраль и во всасывающую линию питательных насосов. [c.228]

В машине Лавачека-Хейманна имеются две независимые опоры, которые прикреплены к пружинам, допускающим колебания концов ротора в горизонтальной осевой плоскости. При балансировке один из подшипников (например, В на рис. 36) закрепляется, чтобы можно было произвести уравновешивание на другом конце. Любая неуравновешенность вызывает горизонтальные колебания ротора вокруг закрепленного подшипника, как неподвижной оси. [c.102]

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]

В котельных цехах электростанций борьбу с шумом ведут, улучшая режимы эксплуатации оборудования, центровку и балансировку механизмов, снижая уровень их вибрации, накладывая шумовую изоляцию (шаровые углеразмолньые мельницы, осевые дымососы), устраняя парение и др. [c.489]

Измерения проводят в контрольных точках на элементах машины, которые в максимальной степени реагируют на динамическое состояние, т.е. в которых регистрируемый вибрационный сигнал имеет наибольшую величину. Как правило, такими элементами являются корпуса подшипников. Полную оценку вибрационного состояния крупных агрегатов получают путем измерения вибропараметров в трех взаимно перпендикулярных направлениях (вертикальном, горизонтальном и осевом). Такую оценку обычно производят в период приемочных испытаний и после динамической балансировки машины. В период эксплуатации чаще ограничиваются измерениями в одном или двух направлениях. [c.36]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...