2. Балансировка изготовленного ротора

Даже полностью сбалансированный на стадии проектирования ротор после изготовления обладает некоторой неуравновешенностью, вследствии погрешности изготовления, неоднородности материала. Данная неуравновешенность определяется экспериментальным путем и устраняется на специальных балансировочных станках. При вращении ротора в балансировочном станке на его опорах возникают дополнительные силы, пропорциональные квадрату скорости вращения. Направление этих сил отражает распределение масс ротора. Уравновешивание ротора производится путем добавления или удаления части материала ротора.

Рис. 2.1 Расчетная схема жесткого ротора

Исходные данные:

Диаметр ротора d, мм………………………………………………………………175

Положение ротора , мм………………………………………………………....20

Положение первой плоскости , мм……………………………………………….49

Положение второй плоскости , мм……………………………………………….85

Положение опоры , мм………………………………………………………..210

Направление реакции опоры , град…………………………………………....65

Направление реакции опоры , град…………………………………………..130

Реакция опоры , Н……………………………………………………..………..50

Реакция опоры , Н…………………………………………………..…………..25

Скорость вращения ротора, ……………………………………………………100

Плотность стали, …………………………………………………………..7985

Уравновешенным будет называться ротор, у которого главный вектор и главный момент дисбалансов равны нулю. Уравнения равновесия в проекциях на координатные оси для ротора, изображенного на рис. 2.1, будут иметь вид:

(2.1)

где - проекции реакций в опорахА иВна осиX иY. Определяются по формулам:

(2.2)

Таким образом, можем определить проекции неуравновешенных сил в плоскостях коррекции:

Направление векторов сил инерции в плоскостях коррекции определится через обратные тригонометрические функции:

(2.3)

Поскольку область значений этих функций от до, фактическое же направление векторов сил инерции может быть любым, поэтому рекомендуется делать геометрические построения.

Определим модули векторов сил инерции по следующим формулам:

(2.4)

Дисбалансы ротора в соответствующих плоскостях коррекции при определенной скорости вращения ротора будут равны:

(2.5)

Избыток массы, который создает эти дисбалансы, равен:

(2.6)

Для данного ротора наиболее просто убрать избыток массы путем высверливания отверстий. Глубина и диаметр сверления должны быть малы, по сравнению с диаметром ротора, чтобы не ухудшить качество балансировки. Зная плотность материала ротора, определим объем высверливаемого материала:

(2.7)

где – плотность материала ротора.

Диаметр сверла определим по формуле:

(2.8)

Тогда глубина сверления будет равна:

(2.9)

Схема расположения балансировочных отверстий показана на рис. 2.2.

Рис. 2.2 Схема расположения балансировочных отверстий

3. Определение параметров виброизоляторов двигателя

Рис. 5.4 – расчетная схема

Расстояние между опорами двигателя

a	b	c
0,75	0,40	0,85

Параметры виброизоляторов

Сх, Н/м	Су, Н/м	Сz, Н/м
1200000	1150000	650 000

Параметры двигателя

Масса m, кг	Jх, кгм2	Jу, кгм2	Jz, кгм2	Число цилиндров, z	Частота, nоб/мин	Тактность, К
2500	800	750	50	6	1500	2

Принимаем четырехлопастной винт .

Решение

Коэффициенты жесткости виброизолирующей подвески вычислим по формулам (4.1)

Н/м;

Н/м;

Н/м;

Н/м;

Н/м.

Собственные частоты колебаний вычислим по формулам (4.2)

Гц;

Гц;

Гц;

Гц;

Гц;

Гц.

Ширину полос собственных частот определим по формулам (4.4)

Гц;Гц;

Гц;Гц;

Гц;Гц;

Гц;Гц;

Гц;Гц;

Гц;Гц.

Пульсацию крутящего момента двигателя определим по формуле (4.5)

, (4.5)

Наименьшую частоту пульсации гребного винта определим по формуле (4.6)

, (4.6)

Силы инерции неуравновешенных масс валопровода проявляются на частоте, определяемую по формуле (4.7)

. (4.7)

Накладывая частоты возмущающих сил на спектр собственных частот получим картину взаимодействия источников вибрации с виброизолирующей подвеской двигателя (рис. 5.5).

Рис. 5.5 – Спектр собственных частот и частот возмущающих сил

Анализ полученной диаграммы показывает, что система виброизоляции эффективна.