Валы Опоры — Жесткость динамическа

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]

Рассмотрим собственные колебания в ноле сил тяжести упругой гироскопической системы, динамическая модель которой изображена на рис. 1. Гибкий вертикальный вал в каждой из своих частей, верхней и нижней, имеющий разное, но постоянное сечение, в средней своей части несет цилиндрический хвостовик. Нижний его конец, образующий точку подвеса, шарнирно опёрт жестко относительно поперечных перемещений и упруго относительно угловых. На хвостовике, масса которого т , а экваториальный и полярный моменты инерции соответственно и Сц, расположены два ряда упругих связей равной жесткости с о (кГ/см). Выше точки подвеса на валу находится одна и ниже ее — две упруго податливые опоры одинаковой жесткости с (кГ/см). Реакции этих опор пропорциональны перемещениям, отсчитываемым от вер- [c.33]

При выборе типа подшипника предпочтение следует отдавать более дешевым шариковым радиальным подшипникам. Их применяют в механизмах и машинах, где осевая нагрузка составляет менее 35% от радиальной (fд/(Кк г) гО>35). Если отношение FJ (K Rr)>0,ЗЬ, то рекомендуется применять шарикоподшипники радиально-упорные или роликоподшипники конические . Последние также широко применяют в случае раздельного монтажа колец, при больших динамических нагрузках или необходимости обеспечения высокой жесткости опор, например для вала конической шестерни. В этом случае подшипники рекомендуется устанавливать по схеме, показанной на рис. 3.166, при которой упругие деформации вала и радиальные нагрузки Пп Пг з на подшипники наименьшие. Для вала червяка, на который действует большая осевая нагрузка, также применяют роликоподшипники конические, установленные враспор (см. рис. 3.167), или шарикоподшипники радиально-упорные с углом а=36°. [c.428]

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]

Воспользовавшись схемой, описывающей статическое поведение редуктора, можно получить в общем виде выражения для механических проводимостей ветвей редукторного Г -разветвления. Примем формально статические жесткости с упругих систем вал—подшипниковые опоры, приведенные к центрам инерции зубчатых колес, равными динамическим жесткостям [см. (2.4), (2.68)]. Тогда уравнения статического равновесия редуктора при нагружении его зубчатых [c.82]

Рассмотрим собственные колебания ротора, динамическая модель которого изображена на рис. 1. Гибкий тонкий вертикальный вал постоянного сечения верхним концом шарнирно опёрт, жестко относительно поперечных и упруго относительно угловых перемещений. На этом же конце вал несет сосредоточенную массу вытянутой формы (хвостовик), на которую наложены два ряда упругих связей. Книзу от верхней расположены еще две упруго податливые опоры с одинаковой массой и жесткостью. На нижнем консольном конце вала находится массивное симметричное твердое тело. [c.48]

Если по вопросам колебаний роторов, имеющих неодинаковую жесткость вала и податливость опор, имеется целый ряд работ, то вопросам влияния зазоров в подшипниках на колебательные процессы вращающегося ротора не уделено достаточного внимания. В то же время зазоры в подшипниках вращающегося ротора оказывают существенное влияние на характер колебательных процессов, происходящих в нелинейной динамической системе, которую представляют собой неуравновешенный гибкий ротор, вращающийся в подшипниках с зазорами. Характер колебаний этой системы определяется, по-видимому, не только зазорами в подшипниках, но и другими параметрами, такими как гиб- [c.196]

Общий случай движения системы. Динамическая модель одномассового ротора в поле сил тяжести представляет собой гироскоп с гибким валом и присоединенным к валу упругим элементом, причем центр масс гироскопа может лежать ниже (рис. 1) или выше (рис. 2) точки опоры [15]. Гироскоп рассматривается как тяжелое, симметричное, абсолютно твердое тело, протяженное вдоль оси и закрепленное на невесомом гибком валу. Точка опоры (подвеса) гироскопа О неподвижна, масса тела nii его полярный и центральные экваториальные моменты инерции соответственно l и Ai, расстояние OOi от точки опоры до центра инерции твердого тела I длина гибкого вала Жесткость упругого элемента, действующего на вал в точке подвеса, k [кгс-см/рад], а его восстанавливающий момент пропорционален углу между вертикалью и касательной к упругой линии вала в указанной точке Вектор момента направлен перпендикулярно к плоскости, образованной этими прямыми [c.190]

Пример 1 (Определение критических частот ротора на упругих опорах) Критические частоты турбин и других быстроходных механизмов зависят от динамической жесткости опор по отношению к неуравновешенным силам, действующим на подшипники со стороны вала Указанная жесткость зависит от частоты, параметров масляной пленки, а также масс и жесткостей всей внешней конструкции Предполагая, что жесткость опор одинакова, а взаимодействие между ними отсутствует, используем уравнение (109) из гл II в простейшей одномерной форме [c.314]

Упругим элементом муфты является резиновая или резино-кордная оболочка. Резино-кордная оболочка сложнее в изготовлении, чем резиновая, однако срок ее службы в несколько раз больше резиновой. Эти муфты отличаются высокими компенсационными свойствами, способностью уменьшать динамические нагрузки благодаря малой крутильной жесткости и высокой демпфирующей способности. К недостаткам муфт относят их большие размеры по диаметру и появление осевых нагрузок на опоры валов, вызываемых центробежными силами, действующими на упругий элемент. [c.102]

Вал, рассчитанный на динамическую прочность, может не обеспечить нормальную работу подшипниковых опор ввиду недостаточной жесткости. Прогиб вала в плоскости действия силы Р с расстоянием между опорами I [c.464]

На величину динамических нагрузок трансмиссии влияет точность изготовления, жесткость конструкции (опор) и ее тепловой режим. При снижении жесткости корпуса и валов зубчатой пере- [c.72]

При проектировании механизмов вращательного движения дереворежущих станков обычно ограничиваются вьшолнением расчетов на жесткость рабочих валов и щпиндельных узлов с учетом податливостей валов, шпинделей и подшипниковых опор. Кроме того, осуществляется выбор подшипников качения с проверкой их долговечности [15, 18]. Динамические расчеты амплитудно-частотных и амплитудно-фазово-частотных характеристик, форм колебаний и др. выполняются ддя ответственных тяжелонагруженных и скоростных механизмов при повышенных требованиях к качественным характеристикам обработки. Расчетные схемы, соотношения и зависимости аналогичны используемым при проектировании валов и щпиндельных узлов металлорежущих станков с учетом высокого частотного уровня внешних возмущений. [c.763]

При диагностировании гидросистемы контролируются параметры пл — угловая скорость планшайбы — давление у насоса — давление на входе гидромотора Qq — расход насоса Ок.вых — расход на сливе предохранительного клапана Мгм — момент на валу гидромотора Рзаж, раз — давления в системе зажима и разгрузки планшайбы соответственно . Si зол и б зоя — перемещения золотников гидропанели. Знак + свидетельствует о том, что величины указанного параметра находятся в пределах, близких к нормальным знак — указывает на значительное отклонение параметра от нормальных значений. Анализ данной схемы подтверждает, что при выполнении проверок и измерении указанных параметров представляется возможным обнаружение основных дефектов. На схеме основная цепочка работоспособности проходит но линии параметров СОпл дв, Pi, Рзат, Р раз, Мгм- в этом случае гидравлическая и электрическая системы работоспособны и дефекты находятся в механической системе стола. Обозначенные связи предлагают возможную последовательность поиска дефектов гидросистемы поворотного стола. Для дальнейшего поиска дефектов и анализа работоспособности гидросистемы целесообразно провести проверку электрической системы. При наличии нескольких конечных выключателей ВК, электромагнитов, реле давлений и электрических реле, управляющих работой электропривода и гидроаппаратуры, а также взаимных блокировок, полная схема диагностических проверок представляется достаточно сложной. Однако, для обнаружения причин отсутствия функционирования может использоваться упрощенная схема, показанная на рис. 3, б. Наличие дефектов механической системы стола может быть выявлено проверкой по схеме рис. 3, в. Однако выявление и интерпретирование дефектов механической системы при нефункционирующем объекте усложнено отсутствием контроля необходимых параметров, и в ряде случаев необходима частичная разборка узла или замена некоторых механизмов. Функционирующий стол может быть работоспособен и неработоспособен. Неработоспособный стол характеризуется выходом за допустимые пределы основных параметров, т. е. наблюдается потеря точности, быстроходности, а также значительно возрастают нагрузки в приводе и механизме фиксации. Потеря точности зависит от следующих факторов нестабильности скорости планшайбы в момент фиксации Дшф, нестабильности давления в системе поворота ДРф и разгрузки АР раз, наличия зазоров в механизме фиксации и центральной опоре, нестабильности характеристик жесткости упоров и усилий фиксации. Потеря быстроходности зависит от расхода Q и давления в системе поворота Р и разгрузки Рраз. от наличия колебательного движения планшайбы, характеризуемого коэффициентом неравномерности — б , и от длительности процесса торможения <тор- Высокие динамические нагрузки в приводе и механизме фиксации F определяются величинами скорости поворота и фиксации, давлением в системе поворота и разгрузки, [c.86]

Введем неподвижную систему координат xyz, оси которой на правим так, как это показано на рис. 1. Примем Y х) — прогиб осевой линии вала о — угловая скорость вращений ротора EI ж р — жесткость на изгиб и масса единицы длины вала — масса хвостовика А , q — его экваториальный и полярный моменты инерции — расстояние от верхней опоры до центра тяжести хвостовика — точечная масса упругой опоры т — масса твердого тела, закрепленного на нижнем конце вала А, С — его экваториальный и полярный моменты инерции с , кГ/см — жесткость упругих связей хвостовика с , кПсм — жесткость упругих опор Яз — угловые скорости прецессии (собственные частоты) оси ротора (s = 1, схз) Zj — абсциссы границ участков (г = О,. .., 3) статическую неуравновешенность ротора будем характеризовать смещением s центра тяжести нижней массы от оси вращения. Динамическую неуравновешенность для простоты рассматривать не будем. [c.48]

Динамическая модель колебательной системы высокоскоростной ультрацентрифуги представлена на рис. 1. Гибкий вал привода ультрацентрифуги нижним своим концом закреплен в роторе электродвигателя, который вращается в жестких подшипниках скольжения корпуса (статора) и не может перемещаться относительно него в поперечном направлении. Кроме того, между валом и корпусом находятся две упругие связи (первая ступень подвески), одна из которых, нижняя (податливая опора) /кесткостью с. неизменно соединяет вал с корпусом, а вторая, верхняя жесткостью Сд (ограничитель амплитуды) включается в работу только при превышении амплитуды колебаний сверх установленной величины. На верхнем конце гибкий вал несет тяжелый массивный ротор, причем точка закрепления ротора на валу не совпадает с его центром масс. В свою очередь, корпус электродвигателя установлен на гибком стержне, образующем вторую ступень подвески. Этот стержень, жесткий относительно продольных перемещений, имеет сравнительно небольшую жесткость на изгиб, равную или соизмеримую с жесткостью вала, и допускает значительные перемещения корпуса в поперечном направлении. [c.44]

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]

Для вала с одним диском в середине, лежащего на упругих опорах, имеющих массу и упругость (фиг. 72), критическую скорость можно определить как для невращаю-щейся балки, т. е. в одной плоскости. Динамическая жесткость вала при возбуждении колеба- [c.409]

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]

Если известны динамические жесткости в сечении i—1, расположенном непосредственно перед опорой, фиксируюш,ей вал 32 499 [c.499]

Устойчивость подшипников. Размещение подшипников и жесткость их опор оказывают решающее влияние на динамическую устойчивость вало-ировода. Повышение его первой критической скорости благотворно влияет на устойчивость, и с этой точки зрения пролеты между подшипниками желательно уменьшать. Но это противоречит общему направлению конструирования турбии с минимальным числом цилиндров и подшипников, поэтому находили широкое применение валопроводы как с одним, так и с двумя подшипниками между цилиндрами. [c.62]

Валы применяются для передачи крутящих ьюментоа. Они работают на кручение (напряжение tJ, а таклсе обычно и на изгиб (напрял ение Оц) под действием поперечных сил в некоторых случаях валы нагружаются еще и осевыми i-лами, Kpojie прочности, валы должны обладать также достаточной жесткостью. Материалом служит обычно качественная сталь с пределом прочности Оцр = 40-f-100 кГ/ мм-, литая сталь или модифицированный чугун. Чем более прочным является материал, те.м больше внимания должно уделяться обработке и качеству иовер хностп, особенно для валов, испытывающих динамическую нагрузку. Полые валы применяют при больших расстояниях между опорами, а таклсе в тех случаях, когда внутри одного вала помещается второй или когда решающее значение имеет снижение веса. При наличии центрального отверстия диаметром 0 = 0,5d мо ,тент сопротивления снижается всего лишь на 6%, а вес иа 25%, [c.108]

При построении алгоритмов вычислений особое развитие получили матричные формы метода начальных параметров, а также методов динамических жесткостей и податливостей. Особенно эффективными эти методы оказались для так называемых цепных многосвязных систем, к которым, в частности, относятся роторы, лопатки турбин, коленчатые валы, связанные системы типа ротор — статор — опоры , большинство плоских и многие пространственные стержневые системы. Применение указанных методов к цепным системам позволяет свести расчет к различного рода рекуррентным соотношениям. Понятие цепной упругой системы впервые появилось в уже цитированных работах В, П. Терских (1930, 1955), Затем в исследованиях Ф, М. Диментберга (1948), М. Л. Кемпнера (1950), [c.168]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...