Положения дисбаланса

Тогда q = ад — а, и вынужденные колебания можно рассматривать как колебания относительно положения динамического равновесия, определяемого углом <хд.

Зависимости (5.93) — (5.96) характеризуют весьма важную в динамическом отношении функцию Wr/p%, описывающую координаты мгновенного положения динамического равновесия системы. Использование критериев такого рода дает возможность объективного сопоставления типов механизмов, конструктивных решений и законов движения при учете конкретных параметров системы. В частном случае при сг —> оо и а —> 0 из этих зависимостей может быть получен ряд известных критериев, приведенных в гл. 1 (например, критерии «пик ускорений», «пик кинетической мощности», пульсации инерционных нагрузок и др.).

Таким образом, при исследовании вынужденных колебаний механизма будем предполагать, что в общем случае они совершаются около некоторого положения динамического равновесия механизма, которое может не совпадать с определенным ранее положением статического равновесия.

Другими словами, предположим, что внешняя сила Pt пульсирует с определенной частотой со около постоянного или «медленно» изменяющегося среднего значения. Пусть под действием этой силы механизм совершает около некоторого положения динамического равновесия малые колебания, уравнение которых будем по-прежнему составлять в форме Лагранжа.

Индексы при постоянном члене и производных указывают на то, что значения этих величин следует определять для пока неизвестного положения динамического равновесия механизма, причем, как нетрудно видеть, разность

низма около положения динамического равновесия, а

Теперь приложим к ползуну пульсирующую силу Ф (со^) и составим, согласно (4.22), уравнение вынужденных колебаний механизма около положения динамического равновесия механизма.

к составлению уравнения движения механизма, предполагая, что колебания совершаются относительно некоторого положения динамического равновесия. По-прежнему учитываем действие лишь одной внешней силы Р.

будучи выведенным из положения динамического равновесия.

Относительные угловые и линейные скорости подвижных звеньев механизма, совершающего малые колебания около положения динамического равновесия, по аналогии с (4.12) можно представить в следующем виде:

Размыв механизма представляет собой удвоенную амплитуду вынужденных колебаний, которые механизм совершает относительно положения динамического равновесия. Зная характер решения уравнений движения, легко определить также и эту составляющую полной динамической ошибки механизма.

Другая группа статей посвящена рассмотрению вопросов, связанных с балансировкой роторов. В них показана возможность определения осевого положения дисбаланса по величинам нечувствительных скоростей гибкого ротора или по его амплитудно-•фазо-частотным характеристикам. Исследована возможность балансировки гибкого ротора грузами, место установки которых яе совпадает с дисбалансом. Рассмотрены методы балансировки многовальных и многоконтурных турбомашин с различными скоростями совместно работающих роторов и описаны соответствующие аппаратура и оборудование. Рассмотрены вопросы автоматической балансировки на ходу жестких роторов с помощью устройств со следящими системами.

Изложенные теоретические предпосылки легли в основу определения величины и положения дисбаланса на основе анализа АФЧХ деформаций.

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ НЕЧУВСТВИТЕЛЬНЫХ СКОРОСТЕЙ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ОСЕВОГО ПОЛОЖЕНИЯ ДИСБАЛАНСА НА ГИБКОМ МНОГОДИСКОВОМ РОТОРЕ

Использование нечувствительных скоростей для определения осевого положения дисбаланса на гибком многодисковом роторе ... 97

Использование нечувствительных скоростей для определения осевого положения-дисбаланса на гибком многодисковой роторе. Гусаров А. А., СамаровН. Г.— Сб. «Колебания и балансировка роторных систем». Изд-во «Наука», 1974.

В работе ставится задача по определению величины и положения дисбаланса и динамических характеристик гибкого ротора на основе анализа амплитудно-фазо-частотных характеристик (АФЧХ), снятых на переходных режимах.

Определение величины и положения дисбаланса является одной из наиболее сложных задач, возникающих при уравновешивании гибких роторов. Одним из перспективных методов, применяемых для данных целей, является метод, приведенный в работе [1]. На основе анализа АФЧХ, снятых в окрестности критической скорости, определяют величину и положение дисбаланса и динамические характеристики системы (коэффициент демпфирования, собственные формы и частоты колебаний). Для снятия экспериментальных АФЧХ по существующей методике необходима длительная работа динамической системы на стационарном или квазистационарном режиме в окрестности критической скорости. Длительная работа в области резонанса опасна из-за появления значительных динамических нагрузок и при большом начальном дисбалансе не всегда представляется возможной.

Для определения величины и положения дисбаланса гибкого ротора на основе анализа АФЧХ по существующей методике необходимо проведение длительных испытаний с исходным дисбалансом и пробным грузом на стационарном или квазистационарном режиме в околорезонансной зоне. Реализация резонансной кривой является затруднительной из-за срывов и неустойчивости в работе.

Более благоприятным является быстрый переход ротора через резонансную зону. Поэтому весьма перспективным представляется метод, разработанный в работе [2], когда для определения величины и положения дисбаланса гибкого ротора достаточно иметь характеристики, полученные за два перехода ротора через резонансную зону с разными угловыми ускорениями.

Описываются метод и конструкция устройства для автоматического поиска плоскости расположения дисбаланса ротора и компенсации центробежных сил от неуравновешенных масс с помощью грузов, принудительно перемещаемых электродвигателем, входящим в устройство.

Решена задача по определению величины и/положения дисбаланса и динамических характеристик гибкого ротора на основе анализа__ашыЦ1тудно-фазо-частотных характеристик (АФЧХ), снятых на переходных режимах.