Собственных поперечных

Когда изгибающие моменты от натяжения ремня приводят к нежелательным деформациям вала, шкивы конструируют так, чтобы сила натяжения ремней не передавалась на вал. Для этого их располагают на собственных подшипниках, установленных на специальной крышке-стакане (рис. 18.6).

Когда изгибающие моменты от натяжения ремня приводят к нежелательным деформациям вала, шкивы конструируют так, чтобы сила натяжения ремней не передавалась на вал. Для этого их располагают на собственных подшипниках, установленных на специальной втулке (рис. 18.6).

При вибрационных обследованиях проводили: измерение вибрации подшипниковых опор электродвигателей, редукторов, нагнетателей, элементов фундаментов и трубной обвязки нагнетателя; выявление амплитудно-частотных характеристик при пусках и остановках агрегатов; снятие спектральных характеристик редукторов, нагнетателей и подшипниковых опор; динамическую балансировку роторов электродвигателей в собственных подшипниках; выявление расцентровок электродвигатель-редуктор-нагнетатель и др. В результате выявлены как механические, так и электрические причины повышенной вибрации: остаточная неуравновешенность ротора электродвигателя, о чем свидетельствуют многочисленные пуски двигателя без редуктора; остаточная неуравновешенность колеса редуктора; неуравновешенность, вызванная смещением текстолитовых клиньев и смещением пазовых латунных клиньев от чрезмерного нагрева; нарушения жесткости подшипниковых опор из-за разрушения текстолитовых изоляционных шайб; большие зазоры в подшипниках (0,45—0,6 мм), что приводило к срыву масляного клина (масляное биение) ; осевое давление ротора на вкладыш вследствие несовпадения магнитных осей ротора и статора в переходных процессах при работе агрегата под нагрузкой; межвитковое замыкание в обмотке возбуждения.

Для снижения вибрации приняты следующие меры: сбалансированы роторы в собственных подшипниках (что не всегда дает положительный эффект); обтянуты болты, крепящие узлы агрегата; изменены конструктивно изоляционные прокладки и шайбы, крепящие опоры подшипниковых стояков; уменьшены зазоры в подшипниках до 0,3—0,4 мм, что дало ощутимый результат в снижении вибрации; проведен ремонт обмоток роторов в условиях эксплуатации.

Для увеличения надежности работы редукторов намечается выполнить: балансировку шестерни и колеса редуктора, а также непосредственно связанного с редуктором ротора нагнетателя; систематическую балансировку роторов электропривода СТД-12500 в собственных подшипниках для уменьшения вибрации ротора СТД и редуктора; перевод системы охлаждения масла с водяного на воздушное, что исключит попадание воды и шлама в масло.

б) уравновешивание в собственных подшипниках на высоких оборотах, принадлежащих к диапазону рабочих оборотов машины, или на специальных балансировочных станках, допускающих уравновешивание на любых оборотах, вплоть до рабочих.

14. БрановскийМ. А., С и в к о в А. П. Балансировка роторов турбогенераторов в собственных подшипниках. М.—Л., «Энергия», 1966, 143 с.

В СОБСТВЕННЫХ ПОДШИПНИКАХ

14. Инструкция по динамической балансировке роторов турбогенераторов и других крупных энергетических машин в собственных подшипниках. ЦКБ Главстроймеханизация МСЭС СССР, 1962.

6. Практическое уравновешивание гибких роторов в собственных подшипниках ........................ 239

Такое устройство (рис. 7.16) в данном случае представляет собой часть вала ГЦН, вращающегося в собственных подшипниках, которая вместе с натурным блоком уплотнения смонтирована в прочном корпусе 4. Осевое усилие воспринимается упорным дис-

ся силы от неуравновешенности вращающихся деталей, частота вращения которых равна частоте вращения валов. При совпадении или кратности частот собственных колебаний валов с частотой их вращения наступает резонанс. Соответствующие частоты вращения валов носят название критических. Критические частоты вращения пк = 60 f мин"1, где / — частота собственных поперечных колебаний, Гц.

Для различных технологически однородных углеграфитовых материалов, полученных по электродной технологии, предел прочности при сжатии и модуль упругости, измеренный по частоте собственных поперечных колебаний, прямо пропорциональны:

Недостаток этой схемы — большая масса элементов машины, укрепленная на колоннах 2, что приводит к низкой частоте собственных поперечных колебаний, находящихся внутри диапазона рабочих частот машин, оборудованных гидропульсаторами. Это приводит к необходимости работать на фиксированных частотах нагружения образца^ отстоящих от резонансных частот поперечных колебаний.

Преимущество этой силовой схемы перед схемами, показанными на рис. 3, а, б, в меньшей массе элементов машины, установленных на верхней траверсе и, как следствие, — в относительно более высокой частоте собственных поперечных колебаний.

где со — частота собственных поперечных колебаний образца; / — длина образца; т — масса образца; d =

& котором т\ — погонная масса стержня. Верхний знак применяется, когда сила S — сжимающая, а нижний —когда сила растягивающая. Если сила S меняется по времени, то задача значительно усложняется. Предположим, что 'призматический стержень шарнирно закреплен по концам, осевая сила S = S0 + +Stcosco^ и что <в и соответственно угловая скорость собственных поперечных колебаний стержня значительно ниже собственной угловой скорости продольных колебаний стержня. Предположим далее, что материал стержня подчиняется закону Гука.

Если заменить цилиндрическую пружину условным эквивалентным брусом приведённой жесткости и пренебречь изменением силы натяжения Р в процессе колебаний, то можно получить [87] следующие выражения для частоты собственных поперечных колебаний пружины <о в зависимости от способа закрепления её концов.

Поперечные колебания стержней и критические скорости валов. Определение частот собственных поперечных колебаний стержней и критических скоростей валов производится по одинаковым формулам. Некоторое различие, связанное с действием гироскопических моментов, показано ниже, при рассмотрении влияния различных факторов (стр. 374).

Критическими называются скорости, при которых движение вала становится неустойчивым и возникают большие поперечные отклонения от положения равновесия, как при резонансе. Такие состояния получаются при совпадении угловой скорости вала с угловыми частотами его собственных поперечных колебаний.

Частоты собственных поперечных колебаний для стержней постоянного сечения с равномерно распределенной массой определяются по формуле

8. При назначении размеров промежуточного вала необходимо, чтобы частота его собственных поперечных колебаний превышала угловую скорость вала не менее чем на 15%.