уравновешивамие сил инерции жестких роторов

где y угловая скорость вращения ротора; l расстояние между плоскостями коррекции.

Рассмотрим балансировку ротора на балансировочном станке рамного типа. Балансируемый ротор устанавливается на раме балансировочного станка (рис. 2.6) таким образом, чтобы одна из плоскостей коррекции совпадала с плоскостью, содержащей ось колебания рамы О (например плоскость М). Измеренная при резонансе амплитуда колебаний рамы зависит в таком случае только от дисбаланса в плоскости коррекции N. Главный момент вынуждающей силы, относительно точки О, будет равен:

Даже полностью сбалансированный на стадии проектирования ротор после изготовления обладает некоторой неуравновешенностью, в следствии погрешности изготовления, неоднородности материала. Данная неуравновешенность определяется экспериментальным путем и устраняется на специальных балансировочных станках.

Балансировка изготовленных роторов

Согласно ГОСТ 19534-70 к «жестким» роторам относятся роторы, у которых после балансировки в двух произвольно выбранных плоскостях коррекции на частоте вращения ниже первой резонансной системы «ротор — опоры» значение остаточных дисбалансов в плоскости опор не превзойдут допустимых значений на эксплуатационных частотах вращения. Все остальные роторы относятся к «гибким».

Особенность балансировки такого ротора заключается в том, что плоскости коррекции не могут быть выбраны произвольно. По методическим указаниям к ГОСТ 22061-76 можно установить оптимальные плоскости коррекции. Установка корректирующих масс в оптимальных плоскостях коррекции вызывает минимальные прогибающие моменты в теле ротора и позволяет на частоте вращения ниже первой резонансной сохранить полученную уравновешенность ротора в широком диапазоне частот вращения.

Если на валу укреплено несколько дисков, то такая колебательная система будет иметь несколько критических (резонансных) угловых скоростей.

т. е. с увеличением угловой скорости происходит уменьшение дисбаланса.

режиме центробежная сила инерции будет равна:

Из полученного выражения видно, что при y < yк прогиб х > 0 (дорезонансный режим). Таким образом, в зарезонансном режиме сдвиг фаз между колебаниями вынуждающей силы и собственными колебаниями равен p. С увеличением угловой скорости y в зарезонансном режиме прогиб валах уменьшается, а при y стремится к смещению rS. В зарезонансном

Подставим в формулу (9.20) выражение (9.21) и получим:

Значение критической угловой скорости вала можно считать как собственную частоту рассматриваемой системы. поскольку на вал действуют силы сопротивления, то при y = yк действительный прогиб вала х не стремится к бесконечности, а имеет максимальное значение.

Это значение y называется критической угловой скоростью yк:

При некотором значении угловой скорости y, знаменатель дроби (9.20) обращается в нуль, а прогиб вала х .

где d1 прогиб вала, вызванный единичной силой в рассматриваемом сечении.

х = d1 m (rS + x) y^2 P(9.19)

Центр масс диска смещен от оси вала на расстояние rS. Масса вала много меньше массы диска, поэтому ей пренебрегаем. Вал вращается с заданной угловой скоростью y. Под действием центробежных сил инерции вал прогибается на величину х. Прогиб вала и сила инерции Ф связаны между собой соотношением:

Гибким называется ротор у которого расстояние между опорами значительно больше его диаметра. Для гибкого ротора при определении дисбаланса следует учитывать изгибные деформации как вала, так и самого ротора. Для того, чтобы выявить основные закономерности, связывающие деформации изгиба вала и дисбаланс ротора, рассмотрим вертикально установленный вал, на котором укреплен диск массой m (рис. 9.8).

Уравновешивание гибкого ротора

AFLOOR. Этот мир куда интереснее, чем кажется!