Уравновешивание роторов

Для полного уравновешивания роторов необходимо выполнение следующего условия исходный и компенсирующий дисбалансы должны находиться в одной плоскости, перпендикулярной геометрической оси ротора. Однако это условие практически невыполнимо, так как невозможно определить, в какой из плоскостей и на каком расстоянии от опор расположен исходный дисбаланс. Поэтому только статической балансировкой нельзя устранить вибрацию роторов. Для полного устранения вибрации, т. е. практически для снижения ее уровня до вполне допустимых значений применяют динамическую балансировку роторов. [c.191]

Рабочее колесо 4 в отличие от колеса насосов типа MOR и SR (ГДР) со стояночным уплотнением имеет не закрытое импеллерное уплотнение на заднем диске колеса, а открытые импеллерные лопатки. Для уравновешивания ротора насоса от осевого усилия импеллерные открытые лопатки сделаны и на переднем диске колеса. Рабочее колесо посажено на вал 6 на шпонке и закреплено глухой гайкой 15. [c.51]

Рис. 5.9. Схема статического уравновешивания ротора.

Значение с определяет, на каком расстоянии от выреза в распределительной оси нужно проточить канавки для уравновешивания ротора. [c.80]

Наряду с данными о стабилизирующем влиянии вынужденных колебаний на устойчивость свободных колебаний [30, 128] известны сведения [85, 104] о том, что вынужденные колебания действуют подобно большому импульсу и иногда способствуют возбуждению свободных колебаний с относительно большим предельным циклом. Еще более многочисленны указания о том, что устойчивость свободных колебаний очень мало зависит от вынужденных колебаний [59, 92, 105]. Отчасти это объясняется тем, что большинство экспериментов в промышленных условиях выполнялось при умеренной величине колебаний, в то время как вынужденные колебания оказывают существенное влияние на устойчивость роторов лишь при относительной амплитуде колебаний Хь превышающей 30—40% радиального зазора в подшипниках Но и приближающейся к величине х по соотношению (28). Однако столь большие вынужденные колебания недопустимы для турбомашин, исключая разве что очень малые турбомашины. Поэтому, хотя вынужденные колебания в отдельных случаях и могут быть использованы для предотвращения неустойчивых свободных колебаний, вряд ли этот способ подходит для широкого применения. Вместе с тем, исходя из нормальной работы только подшипников скольжения, незачем затрачивать большие усилия и средства на особо точное уравновешивание роторов. Для легких турбомашин с относительно массивными фундаментами вполне допустимы эксцентрицитеты масс, составляющие около 7зо величины подшипникового зазора, т. е. е 0,03. Погрешности уравновешивания на современных балансировочных станках, как правило, меньше этой величины и составляют менее 1 мкм по оставшемуся смещению главных масс ротора. [c.127]

Как правило, повышение устойчивости роторов при использовании некруговых подшипников достигается лишь за счет уменьшения их статической несущей способности, т. е. за счет уменьшения минимальной толщины смазочного слоя в статическом состоянии. Это требует более тщательного изготовления подшипников и точной сборки машины и более точного уравновешивания роторов. Конструкция опор должна исключать возможность пере- [c.141]

II—3. Предварительный расчет вынужденных колебаний (гл. III, п. 4). Формулирование требований к уравновешиванию ротора. Расчет динамической прочности ротора. [c.253]

Средняя точность хорошего уравновешивания роторов быстроходных турбомашин составляет около 1 мкм (0,0001 см) оставшегося после уравновешивания эксцентрицитета массы. Для быстроходных турбомашин с газовыми подшипниками нередко выполняется более точное (в 2—3 раза) уравновешивание, а для турбомашин умеренной быстроходности с жидкостной смазкой подшипников допустимы в 3—4 раза большие эксцентрицитеты масс (3—4 мкм). [c.285]

Ротор. Уравновешивание роторов [c.42]

Осевое давление. Уравновешивание ротора Ю5 [c.105]

ОСЕВОЕ ДАВЛЕНИЕ. УРАВНОВЕШИВАНИЕ РОТОРА (БАЛАНСИРОВКА) [c.105]

Осевое давление. Уравновешивание ротора 107 [c.107]

Теоретически центр тяжести вращающихся масс ротора должен находиться на его оси вращения. Практически обеспечить это невозможно. Смещение центра тяжести относительно оси вращения называют эксцентриситетом. Центробежная сила, возникающая при вращении ротора с эксцентрично расположенным центром тяжести, тем больше, чем больше эксцентриситет и масса ротора. Для оценки степени уравновешенности ротора используют понятие остаточный дисбаланс, который равен произведению массы ротора на эксцентриситет. Допустимые значения остаточного дисбаланса устанавливают в зависимости от массы и частоты вращения ротора. Нагрузки на опоры вращающихся роторов от центробежной силы, вызываемой остаточным дисбалансом, даже у наиболее уравновешенных роторов в несколько раз превышают нагрузки от их массы. Операцию по уравновешиванию ротора называют балансировкой. [c.161]

Конструкция ротора современного быстроходного компрессора представляет собой сравнительно малого диаметра вал с насаженными на него рабочими колесами. При вращении такого ротора могут возникнуть колебания по целому ряду причин. Основными из них можно считать центробежные силы, которые возникают в результате недостаточного уравновешивания ротора, и внутренние возбуждающие силы упругости, если они больше сил внутреннего вязкого сопротивления. Центробежные силы вызывают синхронные колебания, т. е. колебания с частотой, равной числу оборотов ротора, а внутренние силы вызывают автоколебания. [c.158]

Рис. 8. Прибор для статического уравновешивания роторов

Оатпческую неуравновешенность можно обнаружить без вращения ротора на балансировочном станке. Выявляют и устраняют ее при помощи статической балансировки. При ремонтных работах статической балансировке подвергают одноколесные роторы и каждую деталь многоколесного составного ротора в отдельности. Для статической балансировки детали ротора насаживают на специально изготовленные оправки. Статическое уравновешивание ротора или рабочего колеса на оправке состоит в перемещении центра тяжести на их ось вращения. Этого можно достичь, изъяв из тела рабочего колеса неуравновешенную массу весом О, т. е. сняв с него определенное количество металла в определенном месте или подсоединив уравновешивающий груз О] на радиусе Г[, противоположно направленном по отношению к радиусу г. Для уравновешенности рабочего колеса в данном случае необходимо, чтобы было равенст ва моментов 0г=0 г1 и центр тяжести уравновешивающего груза лежал в одной вертикальной плоскости с центром тяжести неуравновешенной массы, перпендикулярной оси вращения. [c.333]

Для уменьшения сил, действующих на цапфу, обычно применяют гидростатическую разгрузку (гидравлическое уравновешивание ротора), обеспечиваемое соответствующим направлением утечек в зазорах между ротором и осью. Одна из схем этой разгрузки показана на рис. 41, а. Составляющие силы давления жидкости на поршни действуют на ротор прижимая его к распределительной цапфе. С противоположной стороны на втулку ротора действует давление жидкости в зазоре между втулкой и цапфой, отжимающее ротор от цапфы. Для достижения минимального износа втулки ротора эти силы должны, по возможности, [c.143]

Для уравновешивания ротора сила Р должна быть [c.145]

Размер с указывает, на каком расстоянии от окон в распределительной оси следует проточить канавки а для уравновешивания ротора. [c.145]

Уплотнения насосов могут быть самых различных конструкций. Благодаря специальному разгрузочному устройству оба уплотнения вала работают под давлением всасывания. Для уравновешивания ротора в аксиальном направлении применяется специальное гидравлическое устройство. [c.210]

Станок состоит из двух сварных стоек 2, устанавливаемых на расстоянии, соответствующем расстоянию между цапфами балансируемого ротора. На каждой из стоек 2 смонтирована балансировочная головка. Подшипник 3 при помощи башмака 4 с цилиндрической опорной поверхностью поддерживается опорной плитой 5 с двух сторон подшипника на стойке установлены уголки 1 со стопорными винтами 7 для закрепления подшипника в процессе балансировки. Амплитуда вибраций замеряется при помощи индикатора 6, установленного против стальной наклонной пластинки 8. Число резонансных оборотов в минуту, при котором можно получить удовлетворительную точнооть уравновешивания роторов, 150—200. [c.400]

При работе насоса на высоких давлениях результирующее воздействие на распределительную ось может оказаться очень большим. Для того чтобы исключить большой износ втулки ротора, возникает необходимость уравновешивания ротора. Силу, которую следует уравновесить, можно определить исходя из следующих соображений. При перемещении поршней в процессе нагнетания на втулку ротора действует сила, являющаяся равнодействующей сил Р(23)/ = Р(2) +Р(12)/ от каждого из поршней. Отклонение результирующей реакции от нормали к линии центров О1О3 при малом эксцентриситете невелико, поэтому можно уравновешивать только нормальную составляющую полной реакции. [c.79]

Определенная таким образом уравновешивающая сила не дает возможности произвести полное уравновешивание ротора. Во-пер-вых, остается неуравновешенной составляющая реакции, направленная вдоль линии OiOg и, во-вторых, при составлении выражения ( 06) не было учтено влияние отверстия во втулке ротора, соединяю-ш,ей цилиндры в одном ряду с камерой нагнетания. [c.80]

Что касается уравновешивания роторов, то некоторые сведения об этом излагались при рассмотрении вынужденных колебаний (см. гл. III, п. 4). Уравновешивание жестких и двухмассовых гибких роторов не представляет принципиальных затруднений. Оно сводится к точному определению координат центра массы ротора и главной его оси инерции, что выполняется на станках для статической и динамической балансировки. После этого центр массы и ось инерции совмещаются с осью цапф ротора посредством опиловки ротора в двух определенных местах или прикреплением двух компенсирующих неуравновешенность грузиков с массами mi и Шг. При этом неуравновешенность характеризуется статическим небалансом [c.284]

Для машин наиболее характерны внутренние возбуждающие силы в виде гидродинамических сил, действующих в подшипниках скольжения и в рабочих колесах турбомаЩин. Частота колебаний, возбуждаемых внутренними силами, может быть самой различной и не зависеть явно от частоты движения рабочих деталей, в частности, от скорости вращения роторов. Под действием внутренних возбуждающих сил могут возникать само-возбужденные колебания (автоколебания), опасные потерей устойчивости колеблющейся детали и последующими ее поломками. Эти особенности колебаний надлежит учитывать при работе по устранению колебаний — виброотладке. Вынужденные колебания уменьшаются отстройкой, отда- лением системы от резонанса и путем уменьшения порождающих их внешних сил тщательным уравновешиванием роторов турбомашин, коленчатых валов поршневых машин и другими аналогичными мероприятиями. [c.333]

Фиг. 8. Прибор для стетического уравновешивания роторов

Эти особенности колебаний надо учитывать при работе по устранению колебаний — виброотладке. Вынужденные колебания уменьшаются отстройкой, отдалением системы от резонанса и путем снижения порождающих колебаний внешних сил тщательным уравновешиванием роторов турбомашин, коленчатых валов поршневых машин и другими подобными мерами. Внутренние силы, вызывающие автоколебания, нередко бывают обусловлены самим технологическим процессом или какими-либо особенностями машины, так что их трудно уменьшить. При этом устойчивое движение колеблющихся деталей достигается созданием стабилизирующих внутренних сил с помощью особых механизмов — демпферов колебаний. [c.350]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология