Роторные колебания

Основной причиной резонансных роторных колебаний является неуравновешенность роторов. Собственная неуравновешенность роторов дает резонансные угловые скорости, равные угловым скоростям каждого ротора. Как уже указывалось, в этих случаях возникает потеря устойчивости ротора в виде прямой синхронной прецессии. Эти участки названы критическими частотами. [c.352]

Демпфирование роторных колебаний в насосных установках. Сложение колебаний ротора насоса, вызванных пульсацией расхода и давления, с колебаниями ротора электродвигателя, являющимися следствием взаимодействия магнитных сил,, образует гармоники, влияющие на уровень звука и вибрацию насосной установки. Для демпфирования этих колебаний применяют соединительные муфты с упругими элементами различной конструкции. В гидроприводе преимущественное распространение получили муфты с резиновыми элементами, отличающимися высокими компенсационными свойствами и хорошей демпфирующей способностью при сравнительной простоте конструкции и отсутствии специальных требований к уходу при эксплуатации. [c.77]

Как уже отмечалось, вибрации сопутствуют работе всех машин и часто оказываются причиной, сдерживающей дальнейший прогресс в той или иной области техники. Так, например, дальнейшее увеличение быстроходности высокоскоростных роторных машин ограничено вибростойкостью ротора и подшипниковых опор, повышение мощности паровых и газовых турбин — вибрациями лопаток последних ступеней, создание мощных вертолетов — колебаниями рабочих лопастей, повышение точности металлорежущих станков — вибрациями режущего инструмента и станины, создание высокоточных и надежных систем автоматического управления — вибрациями ее отдельных элементов. [c.15]

Практикой установлены оптимальные значения амплитуды колебаний скорости звена приведения, например, 6 = 0,04 — для сельскохозяйственных машин, б = 0,01 — для металлообрабатывающих станков общего назначения, б = 0,005 — для роторных двигателей. При динамическом расчете механизма ставится задача обеспечения требуемого коэффициента неравномерности движения механизма. Чем меньше б, тем более равномерно вращается входное звено механизма, следовательно, меньше колебания скоростей его звеньев. [c.292]

В сборнике рассмотрен ряд вопросов по теории колебаний, динамике роторных систем и динамической прочности деталей, преимущественно рабочих колес и лопастей гидротурбин. Рассмотрены, в частности, системы виброзащиты, методы оценки спектра частот сложной колебательной системы, оптимизация параметров сложной системы, стационарные и нестационарные колебания, балансировка роторных систем, колебания деталей гидротурбин под воздействием гидродинамических сил (частоты и формы колебаний, определение напряжений). [c.128]

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]

Разработка способов расчета изгибных и связных колебаний стерн<ней переменного сечения, дисков, вращающихся валов на основе метода динамической жесткости, изыскания точных решений в специальных функциях, вариационных методов и применения средств вычислительной техники явилась важным фактором обеспечения вибрационной надежности роторных узлов паровых и газовых турбин высоких параметров, а также гидротурбин предельной мощности. Существенное значение в этом сыграли также исследования по конструкционному демпфированию, гидродинамике опор скольжения и динамическим измерениям, позволившие улучшить оценку колеба- [c.38]

Целью данной работы является теоретическое и экспериментальное определение величин размаха пульсаций давления в разветвленной, неоднородной гидросистеме, создаваемых источником колебаний расхода — аксиальным роторно-поршневым насосом. Для этого необходимо знать, с одной стороны, неравномерность подачи насоса как функцию времени, с другой — входной импеданс питаемой им гидравлической системы. [c.15]

По описанной выше методике составлены программы расчета на языках ФОРТРАН и АКИ-400 для машины Минск-32 . Программы позволяют рассчитывать амортизированные балочные конструкции и машины роторного типа при количестве опор ротора не более четырех. Время расчета амплитуд колебаний системы на одной частоте на АКИ-400 примерно 12 мин, а на ФОРТРАНЕ — 15—20 мин. [c.116]

Колебания системы ротор—упругие опоры рассматривались многими авторами [58, 59]. Основное внимание в этих работах уделяется поведению ротора или реакций в подшипниках [60]. Виброактивность системы определяется уровнями колебаний амортизированной опорной рамы, зависящими, как было показано в 3.4, не только от реакций в подшипниках, но и фазовых соотношений между ними. Разработанная методика расчета виброактивности машин роторного типа (см. 3.3) позволяет рассчитывать на ЭЦВМ совместные колебания рамы и ротора. [c.157]

КОЛЕБАНИЯ РОТОРНЫХ МАШИН (ТУРБИН И КОМПРЕССОРОВ) [c.42]

МЕТОДЫ БОРЬБЫ С КОЛЕБАНИЯМИ РОТОРНЫХ МАШИН [c.106]

Проблеме устойчивости движения ротора, вращающегося в подшипниках скольжения, посвящена обширная литература. Наиболее полное изложение результатов приведено в [15, 113]. Основная суть этих результатов заключается в том, что при определенных скоростях вращения роторов возникают само-возбуждающиеся колебания ротора, происходящие либо с частотой, равной примерно половине частоты вращения, либо с собственной частотой роторной системы. Эти колебания имеют место наряду с вынужденными колебаниями ротора, обусловленными неуравновешенностью ротора, и могут быть чрезвычайно интенсивными. [c.162]

Самовозбуждающиеся колебания на основной собственной частоте роторной системы могут возникнуть при скорости вращения, в два раза превышающей эту собственную частоту. Интенсивность таких колебаний нарастает с ростом скорости. Эти самовозбуждающиеся колебания являются значительно более интенсивными и, следовательно, опасными, чем самовозбуждающиеся колебания с половинной частотой. [c.162]

Далее соотношение (VII. 15) показывает, что при со Л амплитуды колебаний цапфы в подшипнике растут и наблюдается неспокойная работа машины. Известно, что радиальные зазоры в подшипниках турбомашин лежат в пределах б == 0,1—0,01 мм, поэтому режимы неспокойной работы этих роторных машин приходятся на обороты 3000—10000 об/мин., т. е. будут как раз на очень часто применяемых в ГТД оборотах, следовательно, эти режимы нужно уметь достаточно точно рассчитывать, чтобы избежать их в условиях эксплуатации. Вместе с тем на этих оборотах роторы ГТД уже деформируются и их нельзя считать жесткими и, следовательно, действительная частота раскачки ротора будет отличной от величины, определяемой соотношением (VII. 16), полученным без учета податливости ротора. Более того, действительные режимы неспокойной работы машины можно получить более точно лишь с учетом увлекаемых масс корпуса. [c.204]

Для машин сравнительно тихоходных, работа которых сопровождается низкочастотными вибрациями, обычно в качестве критерия уровня вибрации выбирается амплитуда колебаний и, наоборот, уровень вибрации быстроходной роторной машины целесообразно оценивать по амплитуде ускорений при колебаниях. [c.218]

Конструкции современных машин, приборов и автоматов развиваются в направлении увеличения мощности и быстроходности при одновременном уменьшении веса. Преимущественное развитие получают роторные и реактивные машины вместе с тем машины с возвратно-поступательным движением рабочих органов усложняются и облегчаются все большее распространение получают машины вибрационного действия. В связи с этим увеличивается динамическая нагруженность, а следовательно, и значение колебательных движений машин, механизмов и их частей. Вопросам колебаний машин в течение последних десятилетий уделяется большое внимание. [c.5]

Совмещение обоих нелинейных факторов влияния пусковой ветви и нелинейности объекта — существенно усложняет взаимодействие. Анализ показывает большое разнообразие ситуаций, сопровождающихся склонностью как автономно к амплитудным или частотным срывам процесса возбуждения, так и к их совместному или поочередному возникновению, На рис. 11 показаны осциллограммы частотных разверток колебаний двухконсольной балки, закрепленной на вибростоле, возбуждаемом роторным гидропульсатором. В одном случае (рис. 11, а, б) уровень колебаний не вызывает моментов на роторе, превышающих опрокидывающий момент его приводного двигателя (небольшое па- [c.188]

Рис. 11. Осциллограммы колебаний двухконсольной балки с грузами, возбуждаемой роторным гидропульсатором

Рис. 13. Осциллограммы колебаний двухконсольной балки на вибростоле, возбуждаемом роторным гидропульсатором с приводом ротора гидродвигателем

КОЛЕБАНИЯ И БАЛАНСИРОВКА РОТОРНЫХ СИСТЕМ [c.1]

Излагаются новые результаты теоретических и экспериментальных исследований колебаний роторных систем современных машин. Исследуются колебания упругих гироскопических систем в поле сил тяжести, при переходных режимах, случайных изменениях параметров и т. д. Рассматриваются методы балансировки роторов, включая автоматическую балансировку роторов на ходу, а также нечувствительные скорости гибких роторов и учет их при балансировке. [c.2]

Актуальность рассмотренных в сборнике вопросов теории колебаний и балансировки роторных систем позволяет надеяться, что> материалы сборника будут интересны и полезны широкому кругу работников, занимающихся исследованием, проектированием к эксплуатацией современных машин. [c.4]

Различают два вида вынужденных резонансных колебаний роторов и двигателей роторные колебания, когда частоты колебаний равны частотам вращения одного из роторов двигателя, нероторные колебания, имеющие другие различные частоты. [c.352]

В многовальных двигателях резонансные роторные колебания появляются под действием неуравновешенности других роторов, которые вращаются с другими скоростями по сравнению с рассматриваемым ротором. Если решается вопрос о колебаниях ротора низкого давления (РНД), то возмущающими являются частоты вращения ротора высокого давления (РВД), и наоборот. На рис. 7.14 показано определение роторных резонансных частот [c.353]

Рассмотрим некоторые характерм[>1е примеры двигатель (турбина, генератор, двигатель внутреннего сгорания, любой роторный механизм), установленный на фундаменте, имеет неуравновешенный ротор. Здесь источником колебаний является ротор, а объектом виброзащиты — корпус двигателя, динамические воздействия представляют собой динамические реак- [c.267]

Для воабуждеиия мощных полигармонтеских колебаний при варьируемой форме цикла создана рабочая установка, [134], состоящая из ряда роторных пульсаторов, количество которых соответствует нужному числу гармоник, и коробок скоростей со спаривающимися муфтами, соединяющими работу пульсаторов. [c.182]

Для иллюстрации практического применения изложенного способа рассмотрим простую динамическую систему, соответствующую малым колебаниям роторного агрегата с жесткими опорами и валом, размещенного в корпусе, амортизированном по пространственной схеме рис. 63. Воспользуемся тремя системами координат OXYZ — инерциальная неподвижная система, Oxyz — подвижный триэдр главных центральных осей инерции корпуса агрегата, OiXiHiZi — жестко связанные с ротором его главные центральные оси инерции. Примем также, что единичный вектор [c.180]

Прежде всего, по величине излучаемой колебательной мощности удается производить сравнение (как источников механических колебаний) машин различных принципов действия, типов, различных весов, габаритов и мест установки. Произвести такое сравнение по уровням вибрации не удается. Дело в том, что развиваемые в машинах силы тратятся на преодоление механических сопротивлений собственных конструкций и присоединенных амортизаторов, фундаментов. При значительных весах и габаритах машины и фундамента даже большие силы могут возбуждать вблизи машины вибрацию, по уровням сравнимую с вибрацией, создаваемой малым и легким механизмом, установленным на податливый фундамент. Целесообразность с точки зрения виброактивности того или иного типа энергетической машины (шатуннопоршневой, роторной и др.) может быть оценена по коэффициенту виброактивности Т1 , определяемому как отношение полной излучаемой машиной колебательной мощности к развивае- [c.400]

Таким образом, даже без учета отклонений геометрии узла цапфа — подшипник на корпус реальной роторной машины, всегда имеюш,ей радиальный зазор в подшипниках, передаются полигармонические силы, которые могут вызывать на разных оборотах резонансные колебания. Это и объясняет обилие гармоник перемеш,ения корпуса реальной турбомашины. Отметим, если систему ротор — корпус рассматривать как линейную, не имею-ш,ую зазоров в подшипниках, то дисбаланс ротора может на корпусе возбудить только первую гармонику перемещения. Можно сказать, что амплитуда первой гармоники в колебаниях двигателей в основном определяется дисбалансом. Амплитуды гармоник высших порядков определяются многими факторами. Их следует тщательно изучить. Конечным результатом этих исследований должна явиться разработанная в деталях технология вибродефектоскопии. Такая технология должна иметь возможность по величинам амплитуд различных гармоник перемещения (или ускорения) указать на основные возможные технологические дефекты, приводящие к росту соответствующих гармоник на тех или иных оборотах двигателя. Для определения такого соответствия необходимо выполнить по специальной программе достаточно большое число экспериментов, при которых в конструкцию двигателя преднамеренно вводятся типичные дефекты, нарушения геометрии и при этих условиях осуществляется гармонический анализ перемещений корпуса двигателя, т. е. определяются характерные величины амплитуд разных гармоник. [c.217]

Итак, в рассмотренном редукторе наиболее опасно нагружены при крутильных колебаниях на частоте = = 979 рад1сек участки 1—2 и 5—6, соответствующие роторной и конической зубчатым передачам. [c.275]

Федоткин Е. И. Идентификация прецизионной роторной системы. — В кн. Вопросы математической физики и теории колебаний. Иваново Иванов, ун-т, 1976, с. 13—19. [c.137]

В ряде статей рассмотрен комплекс вопросов, связанных с колебаниями гироскопических систем на стационарных и переходных режимах при наличии ноля сил, параллельных оси ротора. Проанализировано воздействие случайного характера изменения лараметров гироскопической роторной системы на ее колебания и устойчивость. [c.3]

Впервые метод АФЧХ был применен Кеннеди и Панку для исследования самолетных конструкций. Дальнейшее развитие этот метод получил при исследовании колебаний балочных и роторных систем [1]. В работе [2] была показана возможность определения неуравновешенности гибкого одномассового ротора из анализа АФЧХ деформаций. [c.53]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...