Лабораторная работа № 9. Балансировка ротора

Лабораторная работа № 9

Балансировка ротора

         Цель работы: динамическая балансировка ротора при неизвестном расположении неуравновешенных масс.

         Оборудование: лабораторная установка ТММ-1К (балансировочный станок системы Б.В. Шитикова).

Общие положения

(см. соответствующий раздел лаб. работы №8)

Спроектированный и изготовленный ротор, как правило, неуравновешен вследствие неоднородности материала, погрешности изготовления и т.п. Кроме того, в практике случаи, когда известны величины и положения неуравновешенных масс (см. лаб. работу №8), встречаются редко. Поэтому любой быстроходный ротор должен быть подвергнут динамической балансировке на специальных станках (машинах).

Описание установки ТММ-1К

Балансировочный станок конструкции Б.В. Шитикова предназначен для динамической балансировки роторов. Неуравновешенный ротор 1 (рис. 9.1) с двумя симметрично расположенными дисками 2 и 3 установлен на подшипники 4 маятниковой рамы 5.

Конструкция подвеса рамы удерживает её от продольных и поперечных перемещений и позволяет ей свободно поворачиваться вокруг оси О в вертикальной плоскости. Подвес маятниковой рамы рассчитан на её колебания вместе с ротором при угловой амплитуде около 3°. Рама удерживается консольной стержневой пружиной 6. Рама подвешена на стойках, закрепленных на массивной плите.

Ротор приводится во вращение электродвигателем 7 через фрикционную передачу 8. Разгон ротора осуществляется рычагом 9. Амплитуда колебаний рамы измеряется с помощью индикатора часового типа 10.

Рис. 9.1. Схема установки ТММ-1К

Краткие теоретические сведения

         Динамическая неуравновешенность ротора может быть устранена с помощью двух корректирующих масс, расположенных в двух произвольно выбранных плоскостях, перпендикулярных к оси вращения. В лабораторной установке ТММ-1К плоскости коррекции конструктивно совпадают с дисками 2 и 3 (рис. 9.1). Диск 2 располагают в плоскости, проходящей через ось качания О рамы 5. В этом случае вектор дисбаланса D₂ не создает момента относительно оси О и на вынужденные колебания системы ротор – рама влияния не оказывает.

При вращении ротора вертикальная составляющая дисбаланса D₃, создает относительно оси О момент дисбаланса (рис. 9.2):

Рис. 9.2. Схема воздействия дисбаланса на ротор

Момент , изменяющийсяпо гармоническому закону с частотой ω, равной угловой скорости ротора, вызовет вынужденные колебания рамы с установленным на ней ротором. При свободном выбеге частота ω будет убывать и когда она станет равной частоте собственных колебаний рамы, возникнет резонанс. Максимальную амплитуду резонансных колебаний можно зафиксировать индикатором 10. Из теории колебаний известно, что амплитуда вынужденных колебаний пропорциональна амплитуде возмущающего фактора:

.

При резонансе амплитуда вынужденных колебаний пропорциональна дисбалансу:

где а_н — максимальная амплитуда колебаний системы, вызванных силами инерции от неуравновешенной массы, мм; μ — коэффициент пропорциональности, зависящий от параметров станка, мм/г∙мм; D_Н — среднее арифметическое абсолютных значений дисбаланса, г∙мм; D_Н = m_Hr_H.

Для определения коэффициента μ и параметров корректирующих масс  балансируемой детали на диске 3 (см. рис. 9.1) устанавливают дополнительную массу m_Д, длякоторой дисбаланс

Для определения величины начального дисбаланса в плоскости диска 3 применяют способ трех пусков (рис. 9.3).

Рис. 9.3. Амплитуды при способе «трех пусков»

При первом пуске (рис. 9.3, а) определяют максимальную амплитуду А_н  колебаний рамы, вызванных дисбалансом D_Н, от неуравновешенной приведенной массы в плоскости диска 3.

При втором пуске (рис. 9.3, б) определяют амплитуду А₁ колебаний рамы, вызванных неуравновешенной приведенной массой m_h  и дополнительной массой m_Д(выбирается из набора грузов и устанавливается на произвольном расстоянии r_Д):

При третьем пуске (рис. 9.3, в) находят амплитуду A₂ колебаний, вызванных теми же факторами, но с грузом т_д, установленным в диаметрально противоположной точке: