Файл: Теория и практика балансировочной техники..pdf

2. Составляющая со второй гармоникой возникает непосред­ ственно вблизи резонанса, достигает максимума при скорости вращения, несколько большей резонансной, и затем резко умень­ шается до нуля (рис. 4). Максимальная амплитуда обратной прецессии соизмерима с амплитудой первой гармоники, несмот­ ря на то, что исследуется резонанс первой гармоники. Наличие гармоники с двойной частотой связано с возникновением обрат­ ной прецессии. Следовательно, в этом случае возникает пере-

Применение амплитудно-фазовых характеристик деформации для целей балансировки имеет ряд преимуществ: во-первых, из общей деформации системы можно выделить деформацию, соот­ ветствующую данной форме колебаний, и суммарную деформа­ цию от всех остальных форм колебаний, не делая предположе­ ния о том, что в окрестности критической скорости прогиб про­ порционален неуравновешенности, распределенной по данной форме колебаний. Это особенно важно при исследовании много­ массовых и многоопорных систем, критические скорости кото­ рых могут оказаться близкими друг другу.

Кроме того, уменьшается погрешность, связанная с наличием зазоров в подшипниках, податливостью опор, а также колебани­ ями датчиков за счет вибрации корпуса.

ЛИТЕРАТУРА

1. Диментберг Ф. М., Шаталов К. Т., Гусаров А. А. Колебания машин. М., изд-во «Машиностроение», 1964.

2.Перминов М. Д., Банах Л . Я. Определение осевой плоскости располо­ жения дисбаланса гибкого вала по показаниям тензодатчиков. «Машино­ ведение», 1968, № 4.

3.Bishop R. Е. D. The Vibration of Rotating shafts. 1. Mech. Eng. Sci. 1959, v. 1.

M.Ф, ЗЕЙТМАН

УРАВНОВЕШИВАНИЕ И ИЗГИБНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ГИБКИХ ВЕРТИКАЛЬНЫХ РОТОРОВ

Вертикальные роторы многих машин при изгибных колеба­ ниях, помимо инерционных сил и моментов, связанных с упру­ гими деформациями валов, подвержены действию сил, парал­ лельных оси ротора (например, сил тяжести), а также сил инер­ ции и моментов, обусловленных движением ротора как гирома­ ятника. Эти дополнительные силовые факторы особенно могут сказываться, когда ротор имеет податливые опоры, длинные консольные части со значительными сосредоточенными массами на конце, большие зазоры в подшипниках. При определенных условиях они могут оказать существенное влияние на собствен­ ные и вынужденные колебания вертикальных роторов. Поэтому независимо от принятого метода уравновешивания гибких рото­ ров такого типа приходится считаться с появлением иных соб­ ственных частот, критических скоростей, форм упругих линий и т. п.

Еще более существенным это влияние может оказаться в ле­ тательных аппаратах, где перегрузки во много раз превосходят силы тяжести. В настоящей работе рассмотрение изгибных ко­ лебаний вертикальных роторов ограничивается полем сил тяже­ сти. Однако если ускорение переносного движения имеет состав­ ляющую, параллельную оси вала, то полученные здесь резуль­ таты могут быть применены для исследования колебаний роторов движущихся объектов при постоянном ускорении пере­ носного движения.

Ниже рассматриваются вынужденные колебания вертикаль­ ного ротора в поле сил тяжести под действием неуравновешен­ ности при наличии сил демпфирования, а также роторы подвес­ ного типа с расположением масс ниже точки подвеса. Ротор схе­ матизирован в виде дискретной системы с конечным, но в то же время сколь угодно большим числом степеней свободы. Теория изгибных колебаний таких роторов без учета сил демпфирова­ ния и инерционных характеристик опор приведена в работах [1, 2]. Учет влияния сил тяжести на изгибные колебания длинных

ротора в пространстве. На невесомом гибком вертикальном валу

Рис. 1. Динамическая модель вертикального ротора подвесного типа:

Положение центра инерции і-й массы (рис. 2) относительно не­