Файл: Теория и практика балансировочной техники..pdf

Скачать файл
Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 09.04.2024

Просмотров: 265

Скачиваний: 5

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Таким образом, мы доказали, что п = % , т. е. коэффициент сопротивления изгибным колебаниям эквивалентен угловой ско­ рости маятниковых колебаний. Отметим далее: маятниковый ре­ зонанс соответствует второму режиму работы подшипника, при

котором центробежная сила равна силе веса \Ri\

=

 

 

 

Умножив левую и правую части выражения

(3)

на

от,

полу­

чим отсо2, (А + А

+

р) =

mg = G.

Вместе

с тем

Ri

=

ото2(Л +

+ А + р). Если

со =

Юм,

тогда Ri

= —G,

т. е. соблюдено

усло­

вие, необходимое для второго режима работы подшипника. Если обороты ротора будут ниже или выше маятникового резонанса, будет иметь место соответственно первый или третий режимы работы подшипника.

Когда со < (s)M — угол ф отрицательный, и так как направле­ ние накатывания ротора на подшипник противоположно направ­

лению вращения, то маятниковые колебания,

накладываясь

на

изгибные, уменьшают амплитуду последних.

 

 

Если со > (Ом — угол ф положительный и маятниковые коле­

бания усиливают амплитуду изгибных колебаний.

 

Так как при условии со > сож и |/?| > | G | ,

то наступает

тре­

тий режим. При этом направления вращения ротора вокруг соб­ ственной оси и вокруг оси подшипника совпадают. В этом слу­ чае эксцентриситет ротора возрастает на величину радиального зазора в подшипнике. К центробежной силе, обусловленной ис­

ходным эксцентриситетом, прибавится

вес части

ротора (если

третий режим наступил в одном подшипнике)

или

вес всего ро­

тора (если третий режим наступил в обоих подшипниках).

Учитывая взаимосвязь маятниковых и изгибных колебаний,

возникает возможность в диагностике

вида

колебаний ротора,

с которыми приходится встречаться на

работающей машине.

Удалось установить следующие закономерности при уравно­

вешивании ротора на работающей машине.

 

 

Если в ответ на введение балансировочных грузов происхо­

дит резкое изменение амплитуды колебаний

(при

незначитель­

ном изменении резонансных скоростей вращения) — это признак изгибных колебаний.

Если в ответ на введение в ротор балансировочных грузов происходит резкое изменение резонансной скорости (при незна­ чительном изменении амплитуды) — это признак маятниковых колебаний. Кроме того, путем балансировки удается активно воздействовать на изменение скорости маятникового резонанса и тем самым вывести их за пределы рабочих скоростей ротора. Более активное воздействие балансировки на скорости маятни­ кового резонанса объясняется тем, что величина pj только на один порядок меньше А, а т\ на четыре порядка меньше т.

Здесь

pi — смещение центра тяжести ротора, происходящее после введения балансировочного груза;

Оті — соответствующее изменение массы ротора.

Если учесть, что обычно отстройка от изгибного резонанса ведется путем изменения жесткости вала, а отстройка от маят­ никового резонанса достигается подбором зазоров в подшипни­ ках, то открывается возможность путем балансировки ротора на работающей машине вести диагностику природы резонанса, обусловливающего высокий уровень вибрации.

А

 

4>

 

 

 

-

іі

 

і

-•к

 

1

*

?.*

7

1

>

К

1

 

 

1

икрЦрад/сек

Рис. 3. Результаты воздействия балансировки ротора на изме­ нение маятникового и изгибного резонансов:

— амплитуды д о уравновешивания; — — — — — амплитуды после уравновешивания

Покажем, почему балансировка влияет на изменение скоро­ сти маятникового резонанса. Так, угловые скорости резонанс­ ных (маятниковых и изгибных) колебаний могут быть соответ­ ственно представлены следующими выражениями:

2

2

2

 

©л, = —^— ; сокр = •

/га ± / П і

Обычно

Л ± р

 

 

 

 

p , > A 1 0 _ 1 ;

m i < m l 0 _ 4 .

Таким образом, после балансировки существенно может из­ мениться только ©л», а «кр практически сохранит свое значение.

В то же время та же балансировка существенно изменит амплитуду изгибных колебаний, почти не повлияв на амплитуду маятниковых колебаний, т. е.

0)2

(р— Pi)

Аизг '

0)2

 

°>'кр

• ( Д - Р )

0)2

так как на практике р ^

А - Ю - 1 , а 0,9р < pi ^

р, то Аизг

будет

изменяться активнее, чем

Ам. Итак, благодаря

показанной за­

кономерности имеется возможность определять на работающей машине природу резонанса (рис. 3).

Выводы

1. При устранении повышенных вибраций роторных машин следует учитывать не только фактор динамической неуравнове­ шенности ротора, вызывающий изгибные колебания, но и влия­ ние зазоров в подшипниках, порождающих маятниковые коле­ бания.

2. Маятниковые колебания после резонанса складываются с изгибными. Этот режим эквивалентен третьему режиму рабо­ ты подшипника.

3.Маятниковый резонанс эквивалентен второму режиму ра­ боты подшипника и недопустим для подшипников качения, так как может привести к поломкам сепараторов.

4.Если резонанс имеет место в рабочем диапазоне скорос­ тей машины, можно путем введения урановешивающих грузов

определить природу резонанса (изгибную или маятниковую).

5.От этих видов резонанса можно отстроиться: от изгибного — изменением жесткости, от маятникового — изменением за­ зоров в подшипниках в сочетании с балансировкой.

6.Отстройка от маятникового резонанса конструктивно про­ ще и технологичнее.

ЛИ Т Е Р А Т У Р А

1.Григорьев Н. В. Нелинейные колебания элементов машин и сооруже­

ний. М., Академиздат,

1961.

 

 

2.

Тимошенко

С.

П. Колебания в инженерном деле. М., ГИФМЛ,

1959.

3.

Щепетильников

В. А. Определение допустимых дисбалансов

вращаю­

щихся

частей

машин. Сб. «Теория и конструкция балансировочных

машин».

М., Машгиз,

1963.

 

 

 

 

Г. Е. БОНДАРЕВ,

В. П. ИЛЬИН, Г. И.

ДОРОФЕЕВА

 

ВЫБОР ДОПУСТИМОГО ОСТАТОЧНОГО ДИСБАЛАНСА РОТОРА СЕПАРАТОРА

Полностью устранить вредные вибрации, возникшие при работе машины от воздействия неуравновешенных масс звеньев, практически не удается. Отсюда возникла проблема разработки норм допустимого остаточного дисбаланса ротора.

Рассмотрим вопрос о нормировании остаточного дисбаланса роторов центробежных сепараторов. Для частот 3—8 гц (я =

= 200 -г- 400

об/мин)

допуск на амплитуду колебаний назнача­

ют в пределах А = 0,60 -f- 0,05

мм. За основу расчета норм дис­

баланса ротора сепаратора принимаем

амплитуды

колебаний

контрольных

точек

корпуса

машины

(например,

точка а,

рис. 1).

 

 

 

 

 

Можно установить

аналитическую связь радиального пере­

мещения массы mi и амплитуды колебаний точки а корпуса. Их

взаимосвязь определяется в основном конструктивно-ди­ намическими и упругими па­ раметрами.

Расчетная схема (рис. 1,2)

А

Рис. 1. Внешний

вид сепаратора и схе­

Рис. 2. Схема упругой системы

ма системы

ротор — опоры

сепаратора

упругой системы сепаратора включает приведенную к крышке верхнего подшипника массу М всех элементов сепаратора, опи­ рающуюся на эквивалентную упругую связь С. Возбудителем ко­ лебаний является центробежная сила Pt инерции массы mi.

Дифференциальное уравнение вынужденных колебаний мас­ сы М имеет вид

М62 + аб 2 + с82

 

= mi(o2 (61 + e,)sin cat,

(1)

где а — коэффициент сопротивления

системы;

 

 

с — приведенный коэффициент упругости системы

корпуса;

бі — упругое перемещение оси вала в плоскости центра мас­

сы Ш\ от геометрической оси опор;

 

 

Єї — смещение центра тяжести

массы от

центра

сечения

вала;

 

 

 

 

 

со — угловая скорость вращения

ротора.

 

 

Используя метод комплексных чисел [2] для

аналитического

выражения векторов 6і и бг,

 

получим зависимость для их ам­

плитудных значений

т , и 2 ( 6 | +

Єі)

 

 

б2 =

 

(2)

 

Л!со2)2 +

(асо)2

 

V(c—

 

 

Смотрите также файлы