Файл: Ковалев М.П. Динамическое и статическое уравновешивание гироскопических устройств.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 22.06.2024
Просмотров: 181
Скачиваний: 0
Методы измерения неуравновешенности и уравновешивания роторов в значительной степени определяются динамическими свойствами роторов и их конструкцией.
В зависимости от конструкции опор все роторы можно раз бить на два типа: роторы с фиксированной осью вращения и ро торы с фиксированной точкой вращения.
Рис. 6.5. Эквивалентные системы сил и моментов неуравновешенного ротора
Роторы с фиксированной осью вращения имеют материальную ось и их часто называют осевыми. К ним относятся все роторы, имеющие в корпусе только одну степень свободы. Роторы с фик сированной точкой вращения имеют три степени свободы.
Естественно, что в первом случае динамические реакции в опо рах ротора можно заменить главным вектором сил, приложен ным в центре масс, и главным моментом относительно центра масс в то время, как во втором случае все сводится к действию одной силы.
В технике принято делцть все роторы на жесткие и гибкие, в зависимости от деформации вала во время вращения. Под эту классификацию не попадают роторы с фиксированной точкой вращения. Поэтому лучше все роторы делить на два типа: неде формируемые и деформируемые во время вращения.
Уравновешивание жестких и гибких роторов имеет много об щего, но есть и принципиальные различия. Жесткий ротор можно уравновешивать при любой угловой скорости и он останется урав новешенным при изменении скорости. Гибкий ротор, уравнове шенный при одной угловой скорости, будет неуравновешенным на другой, если его уравновешивать дискретными грузами в конеч ном числе плоскостей. Строго говоря, для уравновешивания гиб кого ротора необходимо знать точное распределение неуравно вешенных масс в роторе по его длине и каждую из них уравно вешивать не эквивалентными воздействиями, а исправлять
83
именно массы. Понятно, что идеальным с этой точки зрения будет уравновешивание в бесконечном числе плоскостей.
Следовательно, все роторы, имеющие постоянную угловую скорость, в рабочих условиях можно уравновешивать как жест кие. Но при этом их уравновешивание необходимо производить на рабочей частоте вращения.
Необходимость уравновешивания при рабочей частоте враще ния была обоснована давно [15]. Но выполнение этого требова ния не всегда осуществимо и по разным причинам. Особенно, когда роторы в рабочих условиях имеют частоту вращения
60 000— 100 000 об/мин.
За последние годы в уравновешивании роторов возникло ряд проблем, которые в основном вызваны увеличением частоты вра щения роторов и все возрастающими требованиями к точности и надежности гироскопических приборов. Основные проблемы мож но сформулировать следующим образом:
1 ) уравновешивание роторов при рабочей частоте вращения
в условиях, близких к рабочим; 2 ) увеличение точности измерения неуравновешенности и по
мехоустойчивости измерительных устройств;
3)уменьшение зоны нечувствительности измерительных уст ройств;
4)уравновешивание шаровых роторов;
5)автоматизация процесса уравновешивания роторов.
Все проблемы можно разбить на две |
группы: проблема и з- |
м е р ё н и я н е у р а в н о в е ш е н н о с т и |
и проблемы у с т р а |
не ния н е у р а в н о в е ш е н н о с т и (изменения распределения массы ротора).
Эти две группы проблем имеют самостоятельное значение, не смотря на нх тесную связь.
6.2. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ НЕУРАВНОВЕШЕННОГО ' РОТОРА НА ПОДВИЖНЫХ ОПОРАХ
Для выяснения общих принципов построения балансировоч ных машин рассмотрим движение абсолютно жесткого ротора, установленного в опорах, обеспечивающих ротору шесть степе ней свободы (включая вращение), и находящегося под действием силы, вызванной неуравновешенностью. Будем считать, что на ротор действует только радиальная сила с частотой, численно равной частоте вращения. В действительности же ротор находит ся под действием нескольких сил, возникновение которых зави сит от типа ротора, его подшипников, системы привода и других причин.
Если систему с установленным ротором можно считать ли нейной, то движение ротора под действием всех сил можно опре делить, рассматривая действие каждой составляющей в отдель ности. Такое допущение не всегда оправдано, так как иногда не обходимо учитывать нелинейности, возникающие из-за наличия
84
зазоров в подшипниках, нелинейности характеристик пружин подвеса и другие причины.
Однако,, как показал опыт, механическую систему роторов ги роприборов молено считать в первом приближении линейной.
Из анализа движения неуравновешенного ротора, установлен ного на подвижные опоры, молено определить:
Рис. 6.6. Динамическая схема неуравновешенного ротора на подвижных опорах
1 ) |
общие требования к подвижным опорам; |
2 ) |
наивыгоднейшие кинематические схемы опор; ■ |
3)требования к конструктивным элементам опор;
4)места замера колебаний механической системы.
Пусть ротор с массой Мр, экваториальным моментом инерции = и полярным моментом инерции Jz—Jp подвешен на
пружинах с жесткостями Со, С\, Сг (рис. 6 .6 ).
В данном случае колебания ротора с достаточной степенью точности можно считать малыми.
Рассмотрим уравнения движения ротора только под воздей ствием силы F\. Они имеют следующий вид:
Mpz0 + 2cQz0 = 0; |
|
Mvx0-\-2c2xq-\-c,1{1<1— li) y = |
F\ sin ürf; |
МрУй-\-^сіУа-[-сЛ к — /і)а = |
Л coswt; |
^pY — /рша- f c2(/2—•/J xq+ ^ l\ + l\)y = Flz l sinco^;
+ + A)*/o+ ci( li Jr l l ) a = F lz l соsut.
85
Для роторов гироскопов обычно Іі^І2 = 1. Тогда
MpZ0-\-2c0z0 = 0\
/ИрА'о -f 2c2xQ= Fxsin о)t\
■м РУо + 2сіУо=-р'і c o s « / !;
ІрУ— Jрша-{- 2c42y —Fxz xsin w/i;
IpaJr JpU>yJr 2cxFa = Fxz xcoswt.
Частные решения уравнений следующие:
|
X, |
|
|
---- s jn |
— cp); |
|
|||
|
|
|
2Co— Mpw- |
|
|
|
|||
|
Уо = |
|
miP1“- |
|
cos (шгі— tp); |
||||
|
2cx— /Mp(o2 |
|
|
|
|||||
miPl“ 2?l [2c;/- — co2 (/p + /p)] |
sin (ш/f-—ф); |
||||||||
Y = |
|
/ r,ü>2) ( 2 схГ- — |
|
|
|
||||
( 2c2l- — |
/pü>2) _ |
|
|
||||||
|
|
|
[2co/2— U)2(/p + |
7p)] |
- cos («Л —ф). |
||||
( 2 c2P |
— / p<c2) (2схГ- — I p(02) — y2u>4 |
||||||||
|
|||||||||
Собственные частоты колебаний системы будут |
|||||||||
О)0: |
2с0 |
■ |
2 |
2со |
• |
2 |
2с[ |
||
----- |
wr 1— |
- |
- ■ |
Mn |
|||||
|
М„ |
|
|
Mn |
|
|
|||
2/2 |
/р (Cl + |
Со) ± У |
ІІ (с2 - |
Сі)2 + |
i c xc2j\1 |
||||
uy tа - |
|
|
|
i2 — ß |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
‘ v |
J P |
|
|
(6.7)
( 6 .8)
(6.9)
(6. 10)
Колебания любой точки оси ротора в плоскости YOZ можно определить из следующего выражения:
y = yQ+ az,
где г — расстояние от центра массы до точки, колебания кото рой определяем.
Подставив в это выражение значения г/о и а из формул (6 .8 ) и (6 .10 ), получим при ф = ф уравнение для определения колеба
ний оси ротора по параметрам ротора, механической системы и точки расположения неуравновешенной массы
1 |
z x[2c2ß — ш2(/р + |
Ур)]г |
|
У — і Щ |
|
2 |
|
2сх— МрО)2 |
( 2 с2/2 — / рш2) (2 Сі/2 — |
||
/ рсо2) _ у2ш4 |
|||
|
X C O S (ШІ— cp). |
|
>Х
(6.11)
Из формулы (6.11) видно, что по колебаниям любой точки оси, кроме точки, где у = 0 , можно определить величину неурав-
86
новешенной массы т х. Но при неуравновешенности и в другой плоскости колебания оси будут зависеть от двух неуравновешен ных масс и для определения каждой из них недостаточно изме рять колебания какой-нибудь одной точки оси ротора.
Обычно колебания оси ротора трудно измерять непосредст венно, поэтому о них судят по колебаниям элементов, связанных с осью. Опыт показывает, что этот метод иногда приводит к большим погрешностям. Механическая система подвеса ротора дблжна быть такой, чтобы она мало искажала движение ротора, а колебания системы необходимо измерят-ь в местах, где они наи более соответствуют колебаниям определенных точек оси ротора. С этой точки зрения интересно рассмотреть различные системы подвеса роторов.
Рассмотрим колебания ротора при шести степенях свободы и
С\= с 2= с.
В этом случае уравнения движения ротора примут такой вид
mjpiü)2
Л'о
2с — уѴ1рш2
т
2с — уИршЗ
niiPlüfiZi
2cß- (7p -7p)
a — |
cos (cozf — cb). |
2c/2 — oj2 ( / p — Ур)
Из уравнений видно, что для изучения движения в данном случае достаточно рассмотреть проекцию движения оси ротора на плоскость YOZ. Движение ротора в плоскости складывается из движения центра массы уо и вращательного движения вокруг центра массы а.
Собственные частоты колебания в данном случае будут
где (Оу и соа — собственные частоты при поступательном и вра щательном движении соответственно.
Если движение оси ротора складывается из поступательного движения и вращательного вокруг центра массы, то на оси ро тора должна быть точка, не совершающая колебаний, — центр колебания. Определим расстояние этой точки до центра массы при ф= ф.
2С/2 _ Ы2 (/„_/„) |
(/р- / р)( и2 _ м2) |
* 1 (.2с — МрО>2) |
(6. 12) |
MpZj(o)^ — ü>2) |
|
Расстояние L является величиной, |
характеризующей движе |
ние оси ротора. |
|
87
На рис. 6.7 изображена зависимость L = f ( a > ) .
Из формулы (6.12) видно, что
7.f (/р , Jp, Mpi ~1) wy, (,Ja, tu)*
Для сохранения настройки машины необходимо сохранять по стоянными аргументы в формуле- (6 .1 2 ).
Обычно легко поддерживать постоянными / р, / р, Мр, z u аѵ и соа. В любом случае угловая скорость и во время уравновешива ния изменяется. Из рис. 6.7 видно, что изменение угловой скоро сти в пределах 0 <со< соу и шу<со<(оа существенным образом
сказывается на расположении центра колебания, что допусти мо. Однако требуется очень высокая точность поддержания постоянной угловой скорости.
При конструировании ба лансировочных машин необхо димо выбирать такие парамет ры механической системы, ко торые обеспечивают работу ма шины на участке <Ву<ша<Ссо. В этом случае даже значитель ные изменения угловой скоро сти практически не влияют на работу машины.
При (0 = 0),/ центр колебаний
перемещается в бесконечность, т. е. все точки оси ротора колеблются с одинаковой амплитудой. Эта форма колебаний совпадает с формой колебания оси ротора при Z i = 0 , что имеет место при наличии только статической не уравновешенности. Поэтому работать на балансировочных ма шинах при угловых скоростях, близких к Оу, не рекомендуется, так как при этом трудно устранить взаимное влияние плоскостей балансировки.
При (о = (Da центр колебаний ротора совпадает с центром мас сы и точки ротора, расположенные на одинаковом’расстоянии от центра массы, колеблются с одинаковой амплитудой. Эта форма колебаний совпадает с формой колебаний, когда силы неуравно вешенности приводятся только к паре сил вокруг центра массы, т. е. имеет место только динамическая неуравновешенность.
Оптимальной скоростью балансировки является скорость, удовлетворяющая неравенству coy<©a<Cco. В этом случае центр колебания расположен на вполне определенном расстоянии от центра массы, которое определяется выражением
jWp*i
88
При постоянных Iр—/ р и Мр с уменьшением z\ увеличивает ся L. При Zi = 0 L — oо, т. е. ротор совершает движение, при кото ром его ось перемещается параллельно самой себе.
При Zi = oo L = 0, т. е. поступательное движение центра мас сы очень мало по сравнению с вращательным относительно цент ра массы.
В практике встречаются случаи, близкие как к первому слу
чаю, так и ко второму. |
на случае, когда / р= / р. Такое |
Особо следует остановиться |
|
соотношение моментов инерции |
характерно для роторов гиро |
двигателей. В этом случае со« сильно возрастает, так как |
|
2 |
2 с /2 |
Wa —----------- • |
|
/ р — / р |
Причем возможно, что опора, лежащая ближе к плоскости с не уравновешенным грузом, будет колебаться с меньшей амплиту дой, чем опора, лежащая в плоскости без неуравновешенного груза.
Возможно такое соотношение частот, при котором |
опора, |
||
ближняя к плоскости с |
неуравновешенным грузом, совсем |
не |
|
будет колебаться. Так, |
при со2= со| + щ 2 опора В (рис. |
6 .8 , |
а) |
совсем не колеблется и |
|
|
|
1 MpZl
Наиболее благоприятным для определения по параметрам ко лебаний опор величины неуравновешенного груза в данной плос кости является случай колебания ротора, когда
_ |
h ~ Jp |
(шд —ы2) |
2 |
М Рг 1 |
( ы 2 — щ2) |
т. е. опора (точка Л), в плоскости которой нет неуравновешенно сти, не колеблется (см. рис. 6 .8 , б ) .
Для нахождения параметров механической системы, которые обеспечивают выполнение условия h=L, можно воспользоваться приближенной формулой
r — Jp |
I |
|
Ь = 1 2 = |
|
|
Mzx |
|
|
где M = M V+ M C— масса всей подвижной |
системы |
вместе с ро |
тором; |
|
|
І = І Р + Іс — момент инерции всей подвижной |
системы от |
|
носительно оси ОХ. |
|
|
Это равенство верно с достаточной для практики степенью
ТОЧНОСТИ При СО!/< С О а< С со.
Следовательно, оптимальный вариант механической системы для балансировки данного ротора получается при соблюдении
89