Частоты критические валов на жестких

Частоты критические валов на жестких опорах — Пример расчета с помощью электронных машин 614 [c.650]

Поскольку симметричная система трех грузов не компенсирует кососимметричных составляющих, а запас по третьей собственной частоте в области Yj = 1 -н 2 велик, повышение верхней балансировочной скорости эффекта не дает. С другой стороны, строгого равенства величин остаточных реакций не требуется. Поэтому, когда критическая скорость вала в системе машины равна или больше первой критической скорости на жестких опорах, верхнюю балансировочную скорость следует выбирать на 15 4-20% ниже в системе. Из графика видно, что до Yj 1,5 реакции станут небольшими (одна из них близка к нулю). При обратном соотноше- [c.90]

Кроме того, смазочный слой вызывает раздвоение критической угловой скорости, вызванное анизотропией упругих и демпфирующих свойств слоя. Резонанс в вертикальной плоскости смещен в сторону более низких частот вращения от критической угловой скорости соо вала на жестких опорах. Смещение это невелико, и практически можно считать, что резонанс в вертикальной плоскости совпадает с шо. Резонанс в горизонтальной плоскости расположен на значительно большем расстоянии от Шо. К этому следует добавить, что резонанс, замеренный по диску, и резонанс, замеренный по колебаниям шейки вала, не совпадают по частоте вращения. При резонансе диска максимальные амплитуды возникают в вертикальной плоскости. Траектория центра диска представляет собой вытянутый в вертикальном направлении эллипс. [c.304]

Валы турбин служат для передачи значительных мощностей при большом числе оборотов, поэтому их выполняют особенно тщательно. На вал насаживают диски, и при этом даже при самой тщательной обработке нельзя достигнуть совпадения их центра тяжести с осью вращения вала. При большом числе оборотов вследствие несовпадения центра тяжести диска с осью вращения возникают значительные центробежные силы, прогибающие вал. Особенную опасность эти силы представляют, когда число оборотов вала совпадает с собственной частотой поперечных колебаний его. Это число оборотов называется критическим. Валы, вращающиеся так, что рабочее число их оборотов меньше критического, называют жесткими, а вращающиеся так, что оно больше критического, — гибкими. [c.353]

Вал 3 насоса жестко соединен с ротором электродвигателя муфтой 7 и таким образом образована единая сборка, вращающаяся в трех подшипниках. Критическая частота вращения вала в 1,25—1,3 раза превышает фактическую частоту вращения. В качестве нижней направляющей опоры в насосе применен гидродинамический подшипник скольжения 4, смазываемый и охлаждаемый водой, циркуляция которой осуществляется по автономному контуру посредством специального вспомогательного импеллера. В электродвигателе расположены два подшипника качения с масляной смазкой, один из которых рассчитан на восприятие и осевой нагрузки, передаваемой от насоса через соединительную муфту с помощью кольцевых шпонок. Монтаж и демонтаж муфты осуществляются за счет предусмотренного в ней продольного разъема. В самой муфте между торцами валов предусмотрен зазор 370 мм, позволяющий проводить без демонтажа электродвигателя замену узла уплотнения и подшипника ГЦН. [c.154]

Вал турбины, как всякий элемент, обладающий эластичностью, имеет определенную частоту собственных колебаний. При проектировании турбин следят за тем, чтобы собственная частота поперечных колебаний вала не совпала с рабочей частотой турбины. При этом обычно стремятся к тому, чтобы собственная частота вала была выше (не менее чем на 20- 30%) рабочей частоты. В этом случае вал называется жестким. Однако, для активных турбин с большим расстоянием между подшипниками не всегда удается это сделать. Тогда выполняют валы с собственной частотой колебаний, меньшей рабочей частоты, причем собственную частоту для вала выбирают в пределах 60 н-70% от рабочей частоты. Такой вад называется гибким. При пуске в ход и повышении числа оборотов турбины с гибким валом необходимо критическое число оборотов, соответствующее собственной частоте вала, проходить быстро во избежание появления колебаний большой амплитуды. [c.311]

Валы турбин передают значительные мощности при большом числе оборотов, поэтому их вьшолняют особенно тщательно. На вал насаживают диски, у которых даже при самой тщательной обработке нельзя достигнуть совпадения их центра тяжести с осью вращения вала. При большом числе оборотов вследствие несовпадения центра тяжести диска с осью вращения возникают значительные центробежные силы, прогибающие вал. Особенную опасность эти силы представляют, когда число оборотов вала совпадает с собственной частотой поперечных колебаний вала. Это число оборотов называется критическим. Опыт показывает, что при числе оборотов, отклоняющемся на 15—20% от критического, валы работают удовлетворительно. Валы, у которых рабочее число оборотов меньше критического, называют жесткими, а те, у которых оно больше критического, — гибкими. При гибком вале критическое число оборотов следует проходить быстро, чтобы избежать чрезмерной вибрации и повреждений. [c.464]

Рассматривая вопрос о влиянии критических частот на работу агрегата, необходимо отметить, что с переходом в крупных агрегатах на применение жестких муфт и ограниченного числа опор возрастает влияние жесткой связи между валами на критическую частоту вращения всего валопровода. Хотя критические частоты валопровода и в этом случае определяются в основном резонансными колебаниями отдельных валов, жесткая связь между роторами и отсутствие промежуточных опор вызывают дополнительные резонансы. При этом наблюдается заметное повышение критических частот валопровода относительно резонансов несвязанных роторов. Все эти обстоятельства должны быть учтены при отстройке вала от резонансной частоты вращения. По данным ряда наладочных организаций, минимально допустимая отстройка вала от резонансной частоты вращения при второй резонансной частоте должна быть не менее 10%. [c.99]

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]

Согласно Правилам Регистра СССР (311, в главных паровых турбинах, а также в судовых ГТД ротор должен быть жестким, т. е. во всем диапазоне нагрузок работать без увеличенной вибрации. Критическая частота вращения должна превышать расчетную не менее чем на 20 %. При этом для уменьшения диафрагменных утечек желательно по возможности уменьшать диаметр вала, [c.293]

Задача о колебании жесткого ротора на упругих подшипниках решалась многими авторами [21], [22]. Она представляет интерес с точки зрения быстрого определения приближенной величины низшей частоты вала или ротора, у которого предполагается уничтожить критические обороты в диапазоне рабочих оборотов с помощью применения линейных упругих опор. Это приближение будет хорошим при относительно малой жесткости опор. [c.60]

В РНД заодно с валом откованы первые 10 дисков, а 3 последних насажены на вал. Диафрагмы 19—23-й ступеней — сварные, остальные —чугунные. Размеры последнего РК /г = 665 мм, с 2 = 2000 мм, 5 = 4,18 м . Первая критическая частота вращения— 1580 об/мин. РНД соединен с ротором генератора жесткой муфтой. Валоповоротное устройство делает 3—4 об/мин и автоматически поворачивает ротор каждые 10 мин на 180°. [c.101]

Реальные конструкции роторов, имея распределенные массу и жесткость, могут иметь множество резонансных частот, характеризующихся собственной формой колебаний конструкции. Эти формы представляют собой плоские кривые, вращающиеся вокруг оси ротора. Так, формы колебаний вала равного сечения на абсолютно жестких опорах на критических скоростях выглядят в виде синусоид соответственно с одной, двумя, тремя и т.д. полуволнами [18). [c.40]

Влияние различных факторов на частоты поперечных колебаний стержней и критические скорости валов. Влияние податливости опор. Выше принималось, что опоры являются абсолютно жесткими. Податливость опор приводит к понижению частот собственных колебаний. [c.372]

Иногда хорошую информацию о месторасположении дисбаланса на роторе дает карандашная отметка на валу середина отметки совпадает с местом дисбаланса у жестких роторов, для гибких роторов находится против дисбаланса при частоте вращения выше критической, а при критической частоте отстает от дисбаланса на 90°. Не всегда, однако, можно нанести отметку на ротор, и, кроме того, чтобы отметка получалась четкой, балансировщик должен иметь большой практический навык. [c.186]

Значение гироскопического момента зависит от геометрических размеров диска, скорости прецессии вала и угла поворота плоскости диска вследствие упругой деформации. Направление момента определяется направлением прецессии. При прямой прецессии, наиболее характерной для вращающихся роторов, гироскопический момент оказывает ужесточающее действие на вал, повышая собственные частоты и критические частоты вращения. Это качественное влияние гироскопического момента позволяет для расчета критических частот жестких валов использовать упрощенную расчетную схему в виде невесомого вала и точечных масс (рис. 4.1, б). [c.72]

Пример 4, Определение критических частот и форм собственных колебаний валов на жестких опорах на машинах <чСтрела и Урал (30]. Система роторов переменного диаметра подлине разбивается на ряд упругих участков, массы которых приводятся к концам. Задаются длины участков Ах., массы гибкости участков р.. Программа позволяет рассчитывать валы, имеющие до 13 опор. Количество участков в пролете не свыше 32, а всего не более 115. Точность определения частот 2—3% при 10 — 15 участках на каждом роторе. Дифференциальное уравнение 4-го порядка решается численным интегрированием. [c.615]

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]

Различают муфты постоянной (линейной) и переменной (нелинейной) жесткости. Жесткость нелинейной муфты С определяется как производная от крутящего момента по углу закручивания С—с1Мкр/ёц> и является переменной величиной. Характер этой зависимости определяется конструкцией муфт, а для муфт с неметаллическими упругими элементами — еще температурой и законом изменения нагрузки во времени. Нелинейные муфты могут иметь жесткую или мягкую характеристику. В линейной муфте крутящий момент пропорционален углу закручивания ф. Жесткость нелинейных муфт обычно растет с увеличением деформации, поэтому мягкие при небольших нагрузках нелинейные муфты с увеличением нагрузки работают более жестко (муфты с жесткой характеристикой). Эта особенность нелинейных муфт является особенно полезной, когда нагрузка в машине растет пропорционально квадрату скорости. Использование в этом случае линейной муфты приводит к большому углу поворота полумуфт на высоких скоростях или излишней жесткости на низких. При зависимости момента сопротивления от частоты вращения вала и работе машины в дорезонансном режиме отношение рабочей частоты вращения к критической в агрегате с линейной муфтой резко увеличивается с ростом нагрузки, запас устойчивости падает. В нелинейной муфте с увеличением нагрузки растет жесткость и с той же тенденцией меняется собственная частота системы. Критическая частота вращения агрегата с ростом нагрузки существенно растет. [c.56]

Как видим, у вала постоянного сечения на жестких опорах имеется не одна, а бесконечное число собственных частот изгибных колебаний, называемых критическими, значения которых относятся как квадраты их порядковых номецов [c.41]

Критическая частота колебаний определяется при приближенных расчетах по энергетическому методу Рэлея [55], где вывод уравнений для определения частоты собственных колебаний системы основан на следующих предположениях энергия, затраченная на деформацию вала, равна кинетической энергии, возбуждаемой при колебан1ях опоры жесткие, силы трения и сопротивления внешней среды отсутствуют. В этом случае вал можно представить как колеб лющуюся балку, нагруженную несколькими силами Д (рис. VII.6, а), вы- [c.201]

НИИ названных критических скоростей и значительных отклонениях характера распределения исходного дисбаланса от принятого (наиболее вероятного) может понадобиться предварительная подбалансировка вала тремя самоуравновешенными грузами в районе критической скорости. Нередко ниже первой собственной частоты жестко опертого ротора наблюдается несколько критических режимов системы. Подбалансировку следует производить на том, который препятствует увеличению оборотов. Это благоприятно скажется и на других режимах. Далее выполняется окончательное уравновешивание вблизи максимальных оборотов, как описано выше. [c.91]

Во всяком случае расчетные методы повышенной точности требуют больших затрат труда, а определенные с их помощью собственные частоты показывают только, может ли быть оставлена принятая конструкция или ее необходимо изменить. Изменение необходимо, когда собственные частоты оказываются вблизи рабочего числа оборотов. Желательно изменить конструкцию и тогда, когда собственные частоты совпадают с критическим числом оборотов вала. После изменения конструкции необходимо повторить весь расчет, без чего нет уверенности в том, отвечают ли новые собственные частоты только что указанным требованиям. На вопрос, получаем ли мы, затратив большое количество труда, по крайней мере точные значения собственных частот, приходится, к сожалению, отвечать отрицательно, так как уже предпосылки расчета содерлот в себе неточности. Прежде всего в расчете не учитывается и не вполне ясно вообще увеличение жесткости, производимое конструкциями машины, с одной стороны, и значительное влияние на результы-ты расчета податливости машин, с другой. Даже при жестком креплении конденсатора к машине неясно, следует ли вводить в расчет полный вес тяжелого, заполненного водой конденсатора, как колеблющуюся массу, или только часть его, и какую именно часть. [c.279]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...