Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:патенты / Сборник патентов_2539
.pdf
Для каждого из магнитов поля 56 (в данном случае показаны два) имеется своего рода бифилярная подвеска
59 и GO, которая, как обычно, несет небольшое зеркало. Свет от подходящего источника, такого как дуговая
лампа (не показана), передается линзой 61 и призмами 62 на эти зеркала и, в свою очередь, отражается ими
на поверхность колеблющегося зеркала 63 осциллографа. Зеркало 63 колеблется вокруг оси 64, и при этом
волновые формы, создаваемые зеркалами, закрепленными на бифилярных подвесках 59 и 60, становятся
видимыми либо при непосредственном наблюдении за поворотным зеркалом 63, либо при отражении на
полупрозрачном приемном экране 65. Зеркало 63 приводится в колебательное движение рычагом 66,
закрепленным на валу зеркала и удерживаемым пружиной 67, контактирующей с кулачком 68. Кулачок 68
приводится в движение синхронным двигателем (не показан), соединенным с распределительным валом.
Вращение происходит непосредственно от вала 22, так что кулачковый вал вращается с той же скоростью, что
и вал 22, в результате чего волновые движения, регистрируемые катушкой 31i, кажутся неподвижными, а не
распространяющимися по полю зрения.
Освещение экранов 65 прерывается при каждом обороте путем выключения источника света с помощью
затвора «ТО». В течение этого темного периода кулачок возвращает зеркало в исходное положение, после
чего свет снова начинает освещать экран. На самом деле на экране отражается лишь световое пятно, но
из-за быстрого вращения кулачкового вала и явления, известного как «инерция зрения», световое пятно
выглядит как сплошная, более или менее волнистая линия. Данная конструкция хорошо известна в данной
области техники и описана, например, в книге "Промышленные электроизмерительные приборы", страницы
378 и 379, опубликованной в 1918 году издательством Constable and Company, Ltd., Лондон, Англия.
Бифилярная подвеска 59 соединена выводными проводами 71 со вторичной обмоткой трансформатора 54.
Волновые движения, отслеживаемые бифилярной подвеской 59, будут обусловлены колебаниями тока
«гребного движения» в исследуемой катушке 31 и будут указывать на наличие и амплитуду тангенциальной
вибрации ряда ковшей.
Следует понимать, что ток в катушке 31 создает магнитное поле, величина которого изменяется в
соответствии с изменением длины Удлинение сердечника 33 вызывает изменение магнитного сопротивления
и, следовательно, тока, протекающего в катушке. Наблюдая за скоростями вращения вала 22, при которых
возникает вибрация, легко определить «критические скорости». Скорость вращения вала 22 может быть
определена с помощью любого подходящего тахометра или устройства для регистрации вращения.
Желательно иметь возможность точно определять частоту тангенциальных колебаний в любой момент
времени, и для этой цели мы предлагаем так называемую временную волну, которая может быть записана
вместе с волной, указывающей на тангенциальные колебания. С этой целью мы соединяем бифилярную
подвеску 60 с помощью проводов 72 с источником переменного тока 73 с определенной постоянной частотой,
например, 40 циклов в секунду, так что показания, получаемые в результате работы этого элемента
осциллографа, служат в качестве временного стандарта для волн, создаваемых бифилярной подвеской 59.
Также для проверки тахометра вала 22 и для обеспечения точного измерения. отображает скорость вращения
на осциллографе. С этой целью мы можем установить рядом с колесом какое-либо неподвижное средство,
которое при прохождении катушки 31 будет вызывать колебания тока в катушке. Для этой цели можно
использовать электромагнит 74, возбуждаемый любым подходящим источником, например, батареей 75.
Каждый раз, когда катушка 31 проходит мимо магнита 74, в катушке 31 будет происходить колебание тока,
которое будет регистрироваться на осциллографе. На рисунке 6 представлено воспроизведение фотографии
типичной осциллографической записи, полученной с помощью осциллографа, показанного на рисунке 5. В
этой записи 80 обозначает временную волну, а 81 — линию, прочерченную при исследовании катушки 31. На
линии 81 точки 82 — это точки, образованные катушкой 74, когда мимо неё проходит катушка 31, а расстояние
между ними указывает время каждого оборота. Сравнивая появление этих точек с временной волной 80,
можно точно определить скорость вращения.
Частота тангенциальных колебаний, а также их амплитуды обозначены волной 81. Конкретные линии 81,
показанные на рисунке 6, указывают на отсутствие каких-либо тангенциальных колебаний; линия практически
прямая, за исключением регулярно встречающихся точек 82. На практике представленный осциллограф
предпочтительно используется исключительно в целях наблюдения. Для фотосъемки мы предлагаем второй
осциллограф (не показан), подключенный параллельно показанному и предназначенный для съемки
осциллографических пленок способом, хорошо известным в данной области техники. При такой схеме
оператор наблюдает за волновыми явлениями на одном осциллографе, а фотографии делаются другим
осциллографом всякий раз, когда наблюдаются явления, которые необходимо зафиксировать на постоянной
основе. При испытании лопаток ротора на тангенциальную вибрацию обычно нет необходимости в каких-либо
специальных средствах для приведения лопаток в вибрационный режим, хотя в отдельных случаях такие
средства могут быть полезны.
Для этой цели мы считаем целесообразным закрепить упор, обозначенный на рисунке 83, на одной из секций
крышки ковша и предусмотреть сопло 84 для направления струи пара на него. Опора может быть выполнена
из плоской полосы, загнутой вверх для образования плоской радиально простирающейся поверхности, и
может быть прикреплена к сегменту крышки ковша с помощью пайки или аналогичным способом. На сопло 84
может подаваться пар из любого подходящего источника по трубе 85, в которой установлен клапан 86. При
такой конструкции при каждом обороте колеса струя пара, ударяясь о опору, будет придавать ковшам импульс
в тангенциальном направлении. В ходе наших исследований мы обнаружили, что, по-видимому, при
возникновении тангенциальной вибрации выраженного характера весь ряд корзин обычно вибрирует как
единое целое, причем все корзины или группы корзин вибрируют синхронно. Это, по-видимому, указывает на
то, что такая вибрация возникает под действием небольшой силы, приложенной через равные промежутки
времени во время каждого оборота колеса, и именно по этой причине опасные амплитуды тангенциальной
вибрации возникают на частотах, кратных скорости вращения колеса.
При проверке тангенциальной вибрации ряда лопаток мы предпочитаем в первую очередь определить его
собственный период тангенциальной вибрации в неподвижном состоянии ротора. Это можно сделать в любое
время после ротор, и любым подходящим способом, при этом необходимо лишь привести лопатки в вибрацию
каким-либо искусственным путем*, а затем определить частоту. С Например, мы можем просто просунуть
обычную отвертку или другой инструмент между концом крышки ведра. закрепите и следующую соседнюю
группу так, чтобы согнуть группу ковшей, затем выньте отвертку и дайте группе ковшей вибрировать. Такие
колебания будут зарегистрированы осциллографом, и, сравнивая полученную волну с временной волной,
можно легко определить собственную частоту тангенциальных колебаний. Воспроизведение такого
осциллографического рекода показано на рисунке 7, где 80 — это временная волна, а 81 — волна,
возникающая из-за тангенциальной вибрации. Сравнивая эти волны, было установлено, что для конкретного
ряда ведер, подвергавшегося испытаниям, период собственных тангенциальных колебаний в стоячем
положении составлял 28 циклов в секунду.
Если теперь повернуть ротор, несущий лопатки, на осциллографе будут зафиксированы две записи
следующего характера: волна 80 и линия 8]. Последняя представляет собой прямую линию, имеющую точку
82 через равные интервалы. По мере увеличения скорости вращения будет достигнута скорость, при которой
линия 81 перестанет быть прямой и примет волнистую форму, а затем, по мере дальнейшего увеличения
скорости, снова примет форму прямой линии, что укажет на то, что при данной скорости произошла
тангенциальная вибрация ковша. Иными словами, что достигнута «критическая скорость» для
тангенциальных колебаний. На рисунке 8 показана осциллограмма, свидетельствующая о такой критической
скорости, где видно, что линия 81 имеет форму волны некоторой амплитуды, на которой через равные
интервалы находится точка вращения. 82. Сравнивая волну 81 на рисунке 8 с временной волной 80, можно
обнаружить, что в данном конкретном случае частота
в секунду, что указывает на возникновение тангенциальных колебаний с частотой, в четыре раза
превышающей скорость вращения. Осциллограмма на рисунке 8 представляет собой запись тех же самых
колебаний, что и на рисунке 7, и если частоту колебаний, возникающих при этой скорости, сопоставить с
постоянной частотой, окажется, что она несколько выше. Если скорость вращения еще больше увеличить,
будет зафиксирована другая скорость, при которой будет наблюдаться тангенциальная вибрация, и при
изучении записи осциллографа будет установлено, что это происходит с частотой тангенциальной вибрации,
в три раза превышающей скорость вращения. Это указано в Из этого следует, что частота колебаний
составляет 33,3 цикла в секунду, а скорость вращения — 11,1 оборотов в секунду. Сравнивая осциллограмму
на рисунке 9 с осциллограммой на рисунке 8, можно увидеть, что амплитуда колебаний, происходящих на
частоте тангенциальных колебаний, в три раза превышающей скорость вращения, существенно больше, чем
амплитуда колебаний, происходящих на частоте, в четыре раза превышающей скорость вращения, а также
что частота колебаний выше.
При дальнейшем увеличении скорости будет достигнута еще одна точка, в которой снова возникнут
тангенциальные колебания, и, изучив осциллографическую запись, представленную на рисунке 10, можно
обнаружить, что они происходят с частотой тангенциальных колебаний, вдвое превышающей скорость
вращения. Амплитуда колебаний, возникающих при удвоенной скорости вращения, больше, чем при
утроенной или утроенной скорости вращения, и частота колебаний также выше. После достижения
критической скорости вращения, при которой возникают тангенциальные колебания, соответствующие
удвоенной скорости вращения, дальнейшие критические скорости достигнуты не будут, поскольку из-за
увеличения собственной частоты колебаний с ростом скорости вращения скорость вращения никогда не
сравняется с частотой колебаний лопаток. Все осциллограммы, представленные на рисунках с 6 по 10
включительно, были получены на одном и том же ряду счетчиков. Ротор представлял собой 17-ю ступень
турбины мощностью 30 000 кВт, работающей с нормальной скоростью 30 оборотов в секунду.
Диа- Рабочая длина ковшей составляла 26 дюймов. Запись, показанная на рисунке 6, была сделана при
нормальной рабочей скорости 30 оборотов в секунду. Критические скорости, соответствующие собственным
рабочим частотам тангенциальных колебаний: в пять, шесть и даже семь раз превышающие скорость
вращения, могут быть зафиксированы осциллографом, но для достижения этих критических скоростей
необходимо использовать искусственные средства, такие как струя пара из сопла 85, чтобы создать
колебания значительной амплитуды. Даже в этом случае они имеют лишь малую амплитуду, что показывает,
что при критических скоростях, соответствующих естественным процессам, При скорости вращения, в пять и
более раз превышающей скорость вращения, вероятность возникновения заметных тангенциальных
колебаний невелика, и даже если они возникнут, их амплитуда будет настолько мала, что они не будут
опасны. Обычно для того, чтобы легко зафиксировать тангенциальные колебания с частотой,
соответствующей четырехкратному увеличению скорости вращения, приходится использовать некоторые
искусственные средства для создания вибрации, и, если не используется значительная вибрирующая сила,
амплитуда колебаний настолько мала, что не представляет опасности.
В целом, сила, действующая в турбине и вызывающая тангенциальные колебания, невелика, поэтому, за
исключением необычных обстоятельств, возникновение проблем из-за тангенциальных колебаний такого
порядка маловероятно. Однако благодаря нашему изобретению мы можем легко избежать возникновения
собственной частоты тангенциальной вибрации ковшей, в четыре раза превышающей скорость вращения, и
считаем это желательным. Из проведенных нами экспериментов очевидно, что сила, вызывающая
тангенциальные колебания в лопатках, представляет собой малую силу, приложенную один раз за каждый
оборот ротора. Однако причина этого явления до конца не выяснена. Если собственная частота
тангенциальных колебаний ровно вдвое превышает скорость вращения, то станет ясно, что сила,
приложенная один раз за каждый оборот, будет правильно синхронизирована с передачей импульса ковшам
через каждое второе колебание, и такая сила, даже если она чрезвычайно мала, если она непрерывно
прикладывается синхронно с колебанием, вызовет колебание значительной амплитуды.
Если собственная частота тангенциальных колебаний ровно в три раза превышает скорость вращения, то
сила, стремящаяся вызвать тангенциальные колебания, прикладывается только к каждому третьему
колебанию, из чего очевидно, что амплитуда колебаний, возникающих на этой частоте, будет не такой
большой, как на частоте, соответствующей двукратной скорости вращения. Опять же, если собственная
частота тангенциальных колебаний в четыре раза превышает скорость вращения, то сила, стремящаяся
вызвать тангенциальные колебания, прикладывается только к каждому четвертому колебанию, что, конечно,
означает еще меньшую амплитуду колебаний, которой, за исключением необычных обстоятельств, можно
пренебречь. Для собственных частот тангенциальных колебаний, соответствующих пяти и более разам
скорости вращения, приложенный импульс возникает с такой редкостью, что его не нужно учитывать. При
проверке рядов лопаток ротора на тангенциальные колебания целесообразно составить диаграмму или схему
ротора, подобную показанной на рисунках 11 и 12.
На этих диаграммах координаты представляют частоту тангенциальных колебаний в циклах в секунду, а
абсцисса — скорость вращения в оборотах в секунду. Диагональные линии, пронумерованные 1, 2, 3, 4, 5 и 6,
— это линии, проведенные через точки, представляющие соответственно частоты колебаний, в один, два,
три, четыре, пять и шесть раз превышающие скорость вращения. Определив собственную частоту
тангенциальных колебаний ряда ковшей в неподвижном состоянии и при различных критических скоростях,
мы наносим эти точки на диаграмму, а затем проводим через них линию. Эта линия указывает собственную
частоту тангенциальных колебаний для каждой скорости, а точка ее пересечения, при этом любая из линий от
.1 до G включительно, является «критической скоростью». Обращаясь к рисунку 11, кривые W, X, Y и Z можно
принять за представляющие, например, последние четыре ряда лопаток турбины, при этом кривая Z
представляет последний ряд, Y — предпоследний ряд, X — третий с конца ряд, а W — четвертый с конца ряд.
Эти кривые были построены путем получения ряда точек, как указано в предыдущем абзаце, и последующего
построения кривых, проходящих через эти точки. Рассматривая кривую Z для последнего ряда ковшей, можно
увидеть, что в неподвижном состоянии собственная частота тангенциальных колебаний ковшей составляет 32
цикла в секунду, и что она увеличивается со скоростью вращения до тех пор, пока при скорости вращения 40
оборотов в секунду собственная частота тангенциальных колебаний ковшей в рабочем режиме не составит 68
циклов в секунду. Кривая Z пересекает линию 2, которая представляет собой частоты, вдвое превышающие
рабочую скорость, в точке, соответствующей 24,5 оборотам в секунду, так что это критическая скорость для
ковшового ряда, и если ротор работает приблизительно с этой скоростью, высока вероятность возникновения
опасных тангенциальных вибраций. Кривая Z пересекает линию 3, которая представляет собой частоту, в три
раза превышающую скорость вращения, в точке, соответствующей 12,5 оборотам в секунду, так что это еще
одна «критическая скорость» для ряда ковшей, и
Это соответствует примерно 8,5, 7 и 5 оборотам в секунду, которые являются дополнительными
«критическими скоростями». Рассматривая кривую Y для предпоследнего ряда ведер, можно увидеть, что
ведра имеют собственную частоту тангенциальных колебаний при частоте ГО циклов в секунду, которая
увеличивается до 93 циклов в секунду при скорости 40 оборотов в секунду. Он Отмечается, что в диапазоне
указанных скоростей для этих лопаток не существует критической скорости, соответствующей удвоенной
скорости вращения. Оно пересекает линию 3 в точке в секунду, а линия 4 — со скоростью, соответствующей
ИТ оборотам в секунду, так что это «критические скорости», соответствующие собственным частотам
тангенциальных колебаний, в три и четыре раза превышающим скорость вращения соответственно.
«Критические скорости», соответствующие пятикратному и шестикратному увеличению скорости вращения. и
10,5 оборотов в секунду соответственно. Аналогичным образом, частота тангенциальных колебаний при
любой скорости и «критические скорости» для рядов ковшей, представленные кривыми X и W, легко
определяются из диаграммы.
соответствует нормальной рабочей скорости, которая в данном случае составляет 25 оборотов в секунду, и
видно, что последний ряд лопаток Z имеет «критическую скорость», соответствующую удвоенной скорости
вращения ротора при практически нормальной рабочей скорости турбины, а предпоследний ряд лопаток
имеет критическую скорость, соответствующую утроенной скорости вращения ротора при практически
нормальной рабочей скорости турбины. С другой стороны, критические скорости третьего и четвертого с
конца рядов ковшей X и W значительно отличаются от нормальной рабочей скорости. Следовательно, в
случае, показанном на рисунке 11, последний и предпоследний ряды ковшей имеют «критические скорости»,
настолько близкие к нормальной скорости вращения, что они подвергаются опасным тангенциальным
вибрациям, что и произошло на самом деле: ряды ковшей, работавшие в условиях, показанных на рисунках Z
и Y, вышли из строя в процессе эксплуатации из-за тангенциальных вибраций.
Рисунок 12 следует рассматривать как иллюстрацию той же турбины, что и на рисунке 11, за исключением
того, что последние два ряда лопаток Z и Y были модифицированы одним или несколькими способами,
описанными ниже, для изменения их собственных частот тангенциальных колебаний таким образом, чтобы
они больше не имели критических скоростей в непосредственной близости от нормальной рабочей скорости.
Обращаясь к последнему ряду контейнеров, как видно из рисунка 12, Скорость вращения увеличилась с 32
циклов в секунду до 35 циклов в секунду, что привело к увеличению «критической скорости»,
соответствующей удвоенной скорости вращения, до 29,7 оборотов в секунду, тем самым значительно отдалив
ее от нормальной рабочей скорости в 25 оборотов в секунду. С другой стороны, предпоследний ряд ковшей
был модифицирован таким образом, чтобы снизить его собственную частоту колебаний в неподвижном
состоянии с 60 циклов в секунду до 49 циклов в секунду, что привело к снижению его критической скорости,
соответствующей утроенной скорости вращения, с 25,5 оборотов в секунду до приблизительно 20 оборотов в
секунду, таким образом, в этом случае также значительно отклонив его от нормальной рабочей скорости в 25
оборотов в секунду.
Собственная частота колебаний элемента, закрепленного на одном конце, как в случае лопаток турбины,
прямо пропорциональна квадратному корню из жесткости и обратно пропорциональна квадратному корню из
массы. Основная формула для этого такова: где /= частота в циклах в секунду. прогиб в фунтах на фут.
Следовательно, собственную частоту колебаний ковшового ряда можно изменить любым способом,
изменяющим либо жесткость, либо массу. Для увеличения собственной частоты колебаний мы можем либо
увеличить жесткость ряда ковшей, либо уменьшить его массу. В случае ковшового ряда, у которого концы
ковшей скреплены между собой секционной крышкой, жесткость ковшового ряда может быть увеличена за
счет повышения жесткости соединения между крышкой ковшей и концами ковшей. Это показано на рисунке
13, где 90 обозначает стенку колеса импульсной турбины, 91 — ряд лопаток, 92 — крышку лопаток и 93 —
шипы, используемые для крепления крышки к торцам лопаток.
Обычно крышка ковша в колесе такого типа крепится к крышке ковша с помощью заклепок, как показано на
рисунке. Это обеспечивает хорошее соединение, но не абсолютно жесткое. Мы обнаружили, что жесткость
этого соединения можно повысить, припаяв или припаяв крышку ковша к торцам ковша, поскольку это
увеличивает жесткость ряда ковшей и, следовательно, увеличивает его собственную частоту колебаний. «Тот
самый 13. Жесткость ковшей также может быть повышена за счет размещения между основаниями и концами
ковшей элементов жесткости, расположенных по окружности. Они могут представлять собой распорки 95,
расположенные между ковшами и надлежащим образом закрепленные на них. Собственную частоту
колебаний ковшового ряда можно увеличить, уменьшив массу ковшей, при этом следует избегать удаления
металла в точке, где его удаление окажет наименьшее влияние на жесткость, то есть на внешних концах
ковшей. На рисунке 13 пространство внутри пунктирных линий 9G указывает на удаление металла с задней
поверхности ковшей вблизи их внешних концов с целью увеличения собственной частоты колебаний ковшей.
Как правило, увеличение собственной частоты колебаний ковшей путем добавления к ним массы
нецелесообразно, и если обнаруживается, что для конкретного ряда ковшей необходимо увеличить частоту
колебаний, а это невозможно сделать описанными выше способами, то может потребоваться
перепроектирование ковшей таким образом, чтобы обеспечить им более высокую частоту колебаний. Для
снижения собственной частоты колебаний ковшей наиболее удобным методом является уменьшение
жесткости путем удаления металла с задней поверхности ковшей, особенно в области их внутренних концов.
Это показано на рисунке 13, где пространство внутри пунктирных линий 97 указывает на удаление металла с
целью снижения собственной частоты колебаний. Наше изобретение, разумеется, в равной степени
применимо как к ковшам реактивного типа, так и к ковшам импульсного типа и может быть применено к ним
совершенно одинаковым образом. На рисунке 14 изображен ротор барабанного типа, снабженный
реактивными ковшами, где 98 — барабан или другой элемент, несущий ковши, а 99 — сами ковши.
В турбинах этого типа крышка для лопаток обычно не предусмотрена, а лопатки каждого ряда соединяются в
группы с помощью проволочных стяжек или скоб 100, прикрепленных к лопаткам любым подходящим
способом. На более длинных ковшах можно использовать два или более расположенных на расстоянии друг
от друга ряда проволочных стяжек или распорок. При работе с подобными ситуациями Наилучшее
увеличение или уменьшение жесткости ковшового ряда может быть достигнуто путем изменения
расположения, веса или количества соединительных проволок, хотя могут быть использованы и другие
перечисленные методы. Ковши реактивного типа обычно несколько более плоские и тонкие, чем ковши
импульсного типа, и, как правило, устанавливаются под углом к плоскости ротора, как показано на рисунке ii.
Ведра вибрируют вокруг своей главной оси, так что в случае ведер, установленных на уровне ai Вибрация не
будет строго параллельна плоскости ротора, а будет направлена под углом к ней, как показано пунктирными
линиями 101 и стрелкой 102. Связующие проволоки 100 обычно изготавливаются из секций, каждая из
которых связывает группу ведер таким же образом, как и крышки ведер в конструкциях типа, показанного на
рисунке 13.
В случае ковшей типа, показанного на рисунках 14 и 15, вибрация ковшей носит групповой характер, при этом
все группы ковшей в ряду вибрируют синхронно. Для любого заданного ряда ведер мы обнаружили, что
соотношение между рабочей частотой тангенциальных колебаний и постоянной частотой fs при любой
скорости вращения Ns может быть выражено следующими уравнениями: где B — коэффициент, зависящий от
физических характеристик ведер или ряда ведер и различающийся для разных ведер или рядов ведер.
Значение B варьируется от 2 для длинных ведер до 4,5 и даже выше для коротких ведер и должно
определяться экспериментально для каждого ряда ведер. Однако, определив среднее значение B для
конкретного типа ковшового ряда, мы можем с небольшой погрешностью определить рабочие частоты
тангенциальных колебаний всех ковшовых рядов этого же типа, рассчитав их на основе собственной частоты
тангенциальных колебаний ковшового ряда в неподвижном состоянии, полученной описанным выше
способом или любым другим подходящим способом.
Путем вычислений, позволяющих определить частоту вращения определенного ряда ковшей при различных
скоростях, и построения кривой, подобной показанной на рисунках 11 и 12, можно установить «критические
скорости» для ряда ковшей. Или же скорость вращения Ns, которая является «критической скоростью»,
соответствующей частоте колебаний «X», умноженной на скорость вращения, может быть получена
непосредственно из уравнения. Подставляя известные значения частоты стоячей волны fs, множителя X и
коэффициента B, получаем это уравнение из предыдущего уравнения, подставляя NsX вместо На рисунках 11
и 12 на диаграммах указаны значения B для рядов корзин, представленных кривыми. Ряды ковшей,
собранные из ковшей совершенно одинаковой конструкции и совершенно одинаковым способом, будут
значительно отличаться по своей собственной частоте колебаний из-за неизбежных различий, возникающих в
процессе изготовления и сборки ковшей на роторе, особенно на последнем, поскольку изменения в степени
затяжки крепления ковшей к ротору и друг к другу будут оказывать существенное влияние на собственную
частоту колебаний готового ряда ковшей.
По этой причине расчеты или испытания для определения собственной частоты колебаний отдельного ковша
малоэффективны для определения фактической собственной частоты колебаний ряда ковшей, собранного из
таких отдельных ковшей. В лучшем случае, такие испытания имеют ценность лишь в том, что показывают,
будет ли у конкретных лопаток, установленных на роторе, собственная частота колебаний, в достаточной
степени превышающая предполагаемую нормальную рабочую скорость, чтобы исключить любую опасность
от тангенциальной вибрации. Если такие расчеты или испытания показывают, что лопасти имеют
собственную частоту настолько низкое значение, что при установке на ротор они могут подвергаться
тангенциальной вибрации опасного характера, то после сборки ряд лопастей должен быть настроен в
соответствии с нашим изобретением, чтобы исключить возможность возникновения проблем из-за
тангенциальной вибрации. Такая настройка включает в себя испытание ряда лопастей и, при необходимости,
его модификацию описанным выше способом.
При определении безопасных пределов, которые должны существовать между нормальными рабочими
скоростями ротора и «критическими скоростями», при которых вероятны тангенциальные колебания,
необходимо учитывать ряд факторов. Рассмотрим сначала «критическую скорость», соответствующую
двукратному увеличению скорости вращения и являющуюся наиболее опасной, поскольку при этой скорости
очень малая сила, приложенная синхронно с вращением, может вызвать опасные колебания. При
рассмотрении диаграмм на рисунках 11 и 12 будет отмечено, что кривая Z, пересекая линию 2, образует с ней
сравнительно небольшой угол, так что на некотором небольшом расстоянии по обе стороны от точки
пересечения кривой с этой линией кривая и линия находятся довольно близко друг к другу. Это означает, что
в довольно широком диапазоне скоростей частота тангенциальных колебаний примерно в два раза
превышает скорость вращения, и благодаря свойству вибрирующих тел, известному как ширина резонанса,
период колебаний лопаток может соответствовать частоте, в два раза превышающей скорость вращения, в
значительном диапазоне скоростей.
В качестве безопасного предела мы считаем, что «критическая скорость», соответствующая частоте
тангенциальных колебаний, в два раза превышающей рабочую скорость, должна быть уменьшена примерно
на 12% от нормальной рабочей скорости. Ещё один важный момент, который необходимо учитывать,
заключается в том, что турбогенератор при работе в практических условиях может, с целью регулирования
потребляемой машиной электрической нагрузки при совместной работе с другими машинами, а также,
возможно, по другим причинам, работать не точно на номинальной скорости, а с увеличением скорости на 3%
или уменьшением на ту же величину. Суммируя вышеуказанные факторы Теперь мы считаем
целесообразным, чтобы «критическая скорость», соответствующая двукратному увеличению рабочей
скорости, отличалась от нормальной рабочей скорости. То есть, теперь мы считаем целесообразным, чтобы
«критическая скорость», соответствующая двукратному увеличению рабочей скорости, не была ближе к
нормальной рабочей скорости, чем на 15% от нормальной рабочей скорости.
В случае «критических скоростей», соответствующих собственным частотам тангенциальных колебаний, в три
раза превышающим скорость вращения, из рисунков 9, 10 и 11 видно, что здесь кривые, указывающие на
собственные частоты колебаний при различных скоростях, пересекают линию 3 под гораздо большим углом,
чем в случае линии 2, соответствующей собственной частоте тангенциальных колебаний, в два раза
превышающей скорость вращения. Это указывает на то, что диапазон по обе стороны от «критической
скорости», при которой собственная частота колебаний приблизительно в три раза превышает скорость
вращения, довольно мал, поэтому ширина резонанса значительно меньше, чем в предыдущем случае. Теперь
мы считаем, что 7% — это безопасный запас в данном случае, и, добавив к этому 3% на отклонения от
нормальной рабочей скорости, получаем 10%, что означает, что в случае «критических скоростей»,
соответствующих собственным частотам колебаний, в три раза превышающим рабочую скорость, в случае
«критических скоростей» не быть ближе к нормальной рабочей скорости, чем на 10% от нормальной рабочей
скорости.
В случае «критических скоростей», соответствующих собственным частотам тангенциальных колебаний, в
четыре раза превышающим скорость движения, следует отметить, что кривые, указывающие на собственные
частоты тангенциальных колебаний при различных скоростях, пересекают линию 4 под еще большими
углами, чем в предыдущих случаях, что означает небольшую ширину резонанса, так что в случае
тангенциальных колебаний, соответствующих в четыре раза превышающим скорость движения, частота
должна быть почти точным кратным скорости движения, прежде чем возникнут тангенциальные колебания.
Теперь мы считаем, что 2% — это безопасный запас для ширины резонанса в данном случае, и, добавив к
этому 3% для изменений нормальной рабочей скорости, получаем 5%, что означает, что в случае
«критических скоростей», соответствующих собственным частотам тангенциальных колебаний, в четыре раза
превышающим рабочую скорость, такие «критические скорости» не должны быть ближе к нормальной
рабочей скорости, чем на 5% от нормальной рабочей скорости.
После того, как экспериментально будет определено среднее значение коэффициента B в приведенной выше
формуле для определенного размера и формы ковша, установленного на роторе определенным образом,
критические скорости для такого ряда ковшей могут быть рассчитаны по формуле, как уже было объяснено.
Однако при использовании этого метода возникает некоторая погрешность, поскольку в качестве значения B
используется среднее значение. По нашим оценкам, возможная погрешность, обусловленная этим,
составляет примерно 5% плюс-минус. Следовательно, если критические скорости для данного ряда ковшей
рассчитываются, а не определяются «методом испытаний», то теперь целесообразно добавить 5% к уже
указанным процентам, при этом такие проценты будут составлять 0%, 15% и 10% для «критических
скоростей», соответствующих частотам тангенциальной вибрации, в два, три и четыре раза превышающим
скорость вращения, соответственно. Поэтому на практике мы можем сначала определить несколько
«критических скоростей» путем расчетов, и если они не ближе к нормальной рабочей скорости, чем значения,
соответствующие большим процентам от нормальной рабочей скорости, мы считаем, что ряд ковшей можно
безопасно использовать.
Однако, если по результатам расчетов «критические скорости» не выходят за пределы этих больших
процентных значений, то мы считаем целесообразным провести фактическое испытание конкретного ряда
ковшей в реальных условиях, чтобы экспериментально определить его «критические скорости» и, при
необходимости, внести в них корректировки. На рисунках 11 и 12 изображена турбина с нормальной рабочей
скоростью 25 оборотов в секунду, что является распространенной скоростью для турбин большой мощности,
поэтому на диаграмме указан диапазон скоростей до 40 оборотов в секунду, что в данном случае является
достаточным диапазоном. Разумеется, следует понимать, что при проведении испытаний ковши будут
проверяться только при скоростях, значительно превышающих предполагаемую нормальную рабочую
скорость. Анализ кривых, показанных на рисунках 11 и 12, а также уравнения для нахождения частоты
колебаний тангенциальной составляющей при любой скорости показывает, что ни в одном случае частота
колебаний тангенциальной составляющей не будет равна скорости вращения.
Следовательно, наименьшее кратное значение «критической скорости», встречающееся в любом случае,
соответствует собственной частоте тангенциальных колебаний, в два раза превышающей скорость движения.
Также станет очевидно, что на практике эта «критическая скорость» будет возникать, опасно близко к
предполагаемой нормальной рабочей скорости, только в случае ковшей, имеющих собственную частоту
тангенциальной вибрации менее чем в два раза превышающую предполагаемую нормальную рабочую
скорость. Для ковшей, у которых собственная частота тангенциальных колебаний превышает двукратную
величину предполагаемой нормальной рабочей скорости, становится очевидным, что «критическая скорость»,
соответствующая тангенциальным колебаниям, вдвое превышающим такую нормальную рабочую скорость,
будет наблюдаться только при скорости, значительно превышающей нормальную рабочую скорость, и ее
поиск не является необходимым. Следовательно, зная нормальную рабочую скорость и собственную частоту
колебаний, сразу становится ясно, какие «критические скорости» следует искать.
Существует ряд хорошо известных способов определения собственной частоты колебаний неподвижного
тела, и любой из них, признанный подходящим, может быть использован для определения собственной
частоты стоячих колебаний тангенциального колебания ряда лопаток, установленных на роторе. Один из
простых методов заключается в том, чтобы установить электромагнит переменного тока рядом с
кронштейнами таким образом, чтобы он притягивал их в тангенциальном направлении, а затем подавать на
магнит переменный ток, изменяя частоту тока до тех пор, пока она не достигнет значения, при котором
вешалки начнут вибрировать. Собственная частота колебаний ведра будет вдвое выше частоты переменного
тока, который его генерирует, поскольку переменный ток будет создавать два притяжения за цикл. Подобная
конструкция показана на рисунке 16, где 105 обозначает очень легкий якорь, прикрепленный к группе опор 106
путем пайки или иным подходящим способом. «Соседний якорь 105 представляет собой электромагнит 107,
соединенный выводными проводами 108 с генератором переменного тока 109, скорость вращения которого
может изменяться по желанию».
Например, может быть использована мотор-генераторная установка. Изменяя скорость вращения
мотор-генераторной установки, можно получить переменный ток любой желаемой частоты. Подробно описав
и определив природу нашего изобретения и способ его осуществления, мы заявляем, что то, что мы
=== НАЧАЛО ФАЙЛА: patent_217925.txt ===
ССЫЛКА: https://translationportal.epo.org/emtp/translate/?ACTION=description-retrieval&COUNTRY=GB&ENGINE=
google&FORMAT=docdb&KIND=A&LOCALE=sq_AL&NUMBER=217925&SRCLANG=EN&OPS=ops.epo.org/3.2&T
RGLANG=ru
========================================
ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ GB217925A
[]
Двигатели внутреннего сгорания.
Мы, Дж. и К. Г. Баундерс Меканиска. Усовершенствования в или относящиеся к средствам обратной связи для
внутренних бакен 10. Компания «Стокгольм, Швеция, шведская компания» настоящим заявляет о природе
данного изобретения и способе его осуществления, которые будут подробно описаны и установлены в
следующем заявлении: Настоящее изобретение относится к устройствам для реверсирования двигателей
внутреннего сгорания с помощью так называемого преждевременного зажигания, в которых топливный насос
или его поршень регулируются относительно части двигателя, приводящей в действие поршень насоса, таким
образом, что впрыск топлива, благодаря регулировке, будет происходить раньше, чем в нормальных
условиях, чтобы вызвать преждевременное зажигание, необходимое для реверсирования. В одной из этих
предшествующих конструкций насос или поршень насоса, приспособленный для реверсирования, соединен с
устройством, сконструированным таким образом, чтобы удерживать насос или поршень насоса в реверсивном
положении, одновременно освобождая указанный насос или поршень и возвращая его в нормальное
положение за счет действия предыдущего хода поршня насоса.
Однако в реверсивных устройствах последнего типа преждевременный ход насоса для реверсирования во
много раз больше, чем обычный ход насоса, но в устройстве, соответствующем настоящему изобретению,
предусмотрено сохранение количества топлива, впрыскиваемого для реверсирования, таким же, как и при
обычном впрыске. На прилагаемом чертеже представлен один из вариантов осуществления изобретения,
причем на обоих рисунках устройство изображено в вертикальном продольном разрезе. На рисунке 1
показано устройство, настроенное для нормальной работы, а на рисунке 2 — то же самое устройство,
настроенное для реверсирования двигателя. В неподвижной раме I закреплен цилиндр насоса 2, в котором
поршень насоса 3 перемещается вперед и назад и приводится в действие известным способом с помощью
регулирующего груза 5, предназначенного для возвратно-поступательного движения по ступенчатой
поверхности 4. В задней части цилиндра насоса 2 расположен плунжер 6, предназначенный для перемещения
по пути поршня насоса 3, при этом наружный конец плунжера закреплен в поперечной балке 7, которая
направляется в неподвижной части 9 рамы 1 посредством резьбового шпинделя 8, прикрепленного к
указанной поперечной балке.
Гайка 10 предназначена для навинчивания на другой конец шпинделя 8. Поперечная планка 7 подвижно
соединена посредством соединительных тяг 11 (по одной с каждой стороны цилиндра насоса) с втулкой 12,
предназначенной для возвратно-поступательного движения по передней части цилиндра насоса, при этом
передняя часть указанной втулки образует направляющую для поршня насоса 3. Последняя упирается
выступом 13 в нижнюю часть втулки 12 под действием пружины 14, вставленной между нижней частью
цилиндра насоса 2 и деталью 15, прикрепленной к внутреннему концу поршня насоса 3. Рычаг 17, имеющий
на передней стороне крючкообразный выступ 18, шарнирно соединен с втулкой 12 посредством штифта 16.
При повороте рычага вперед (влево на чертеже) он может войти в зацепление с неподвижным
крючкообразным выступом 19, выполненным в аналогичной форме. Между рычагом 17 и рамой 1 установлена
пружина 20, стремящаяся повернуть рычаг назад. Ступенчатая поверхность 4 скользит по неподвижной части
21 и подвижно соединена с втулкой 12 посредством звеньев 22. 23 — это всасывающий патрубок насоса, а 24
— напорный патрубок. 25 — это упор, обеспечивающий опору для рычага 17, когда последний повернут
вперед.
Для переключения двигателя в обратное положение рычаг 17 поворачивается вперед, то есть влево, при этом
крючкообразный выступ 18 рычага опускается ниже выступа 19. Рычаг теперь упирается в неподвижную часть
25, и при дальнейшем перемещении рычага влево выступ 18 окажется под частью 19. Одновременно
направляющая втулка 12 выдвигается вперед, и поршень насоса перемещается вместе с ней под действием
пружины 14. При перемещении вперед втулка 12 также перемещает вместе с собой поперечную перекладину
7 и плунжер 6 посредством соединительных тяг 11. Затем детали занимают положение, показанное на
рисунке 2, и удерживаются в нем за счет взаимного зацепления деталей 18 и 19. Таким образом, поршень
насоса 3 приближается своим передним концом к грузу регулятора 5, который, двигаясь вперед, ударяет по
поршню раньше, чем в нормальных условиях, вызывая более ранний впрыск и, следовательно,
преждевременное зажигание, в результате чего двигатель работает в обратном направлении.
Длина хода поршня насоса, то есть количество топлива, введенного при предыдущей инъекции, остается
неизменной и соответствует расстоянию 26 между внутренним концом поршня насоса 3 и внутренним концом
плунжера 6, которое остается постоянным, несмотря на указанное перемещение деталей вперед. Вследствие
того, что плунжер 6 был перемещен в положение, показанное на рисунке 2, он будет ударен движущимся
внутрь поршнем насоса и, таким образом, смещен назад. Это движение передается поперечной балке 7,
которая с помощью соединительных тяг 11 оттягивает втулку 12 назад, в результате чего поршень насоса 3
возвращается в нормальное положение. Рычаг 17 также движется назад, при этом его крючкообразный
выступ 18 отсоединяется от крюка 19. После освобождения рычаг будет повернут обратно пружиной 20, так
что выступ 18 поднимется перед крюком 19 и упрется в него, удерживая детали в положении нормального
хода.
Данная конструкция, очевидно, может быть изменена в отношении ее деталей, не отступая от принципа
изобретения. Таким образом, вместо рычага 17 для перемещения поршня насоса может использоваться
другое средство, например, пружина, воздействующая на поршень насоса, причем такая пружина
сконструирована таким образом, чтобы приводиться в действие, как только поршень освободится для
перемещения вперед при опускании детали 18. Подробно описав и определив природу нашего изобретения и
способ его осуществления, мы заявляем, что то, что мы
=== НАЧАЛО ФАЙЛА: patent_217926.txt ===
ССЫЛКА: https://translationportal.epo.org/emtp/translate/?ACTION=description-retrieval&COUNTRY=GB&ENGINE=
google&FORMAT=docdb&KIND=A&LOCALE=sq_AL&NUMBER=217926&SRCLANG=EN&OPS=ops.epo.org/3.2&T
RGLANG=ru
========================================
ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ GB217926A
[]
Соединение для конвейерных лент. гражданин Германии, проживающий по адресу: улица Гельзенкирхен,
Германия, настоящим заявляет о характере данного изобретения и способе его осуществления, которые
будут подробно описаны и установлены в следующем заявлении: Данное изобретение относится к
Соседние файлы в папке патенты