Диапазон измеряемых частот для тензостанции УТ4-1 составляет 0-2000 Гц.

Во время эксперимента вся установка жестко крепилась к неподвижному фундаменту. Смазка подшипников и охлаждение ротора осуществлялись масляным туманом.

Как следует из теоретических исследований, радиальная жесткость шарикоподшипника с предварительным осевым натягом является функцией радиального перемещения шипа ротора и осевого смещения наружного кольца подшипника. Подтверждением принятой гипотезы явилось бы осевое смещение наружного кольца подшипника или самого ротора, поэтому был установлен датчик осевого смещения S ротора (в системе с жесткими подшипниками) или внешней обоймы подшипника (в системе с упругими опорами).

Для проведения испытаний в жестко установленных подшипниках вместо упругих колец в расточку корпуса вставлялись жесткие стаканы, в которых устанавливались подшипники качения.

Ротор в жестко установленных подшипниках. При испытаниях в жестко установленных подшипниках ротор имел две неуравновешенных массы, установленных в плоскостях А и Б под углом 90° друг к другу. Суммарный статический- дисбаланс, создаваемый этими массами, составлял 0,183 гсм. Система испытьгоалась при следующих величинах усилия осевого предварительного натяга Fq = 1,6; 4,0; 5,6 кгс. Угловая скорость ротора, при которой будет выбрано усилие предварительного натяга, можно определить по формуле

1/ fpClgpo

V Me + G

(3.167)

где о - параметр, учитывающий влияние центробежных сил шариков подшипника, подсчитываемый согласно выражению (2.64) для подшипника 600019 с начальным углом контакта Pq = 12°. Соответственно для каждого из значений осевого натяга эта частота вращения составит для заданной величины статического дисбаланса = 44 700; 70 700; 83 700 об/мин.

Анализ полученных осциллограмм показал, что в пределах скоростного диапазона, ограниченного угловой скоростью, соответствующей моменту выбора усилия натяга, регистрируются синусоидальные колебания с амплитудой, не превосходящей статический эксцентриситет ротора в месте расположения датчиков. На этом диапазоне скоростей осевых перемещений ротора не отмечено.

Увеличение амплитуды колебаний зарегистрировано при появлении осевого смещения ротора от статического положения. При этом изменяется и характер колебаний: появляются субгармонические составляющие, сопровождающиеся модулированием амплитуды.

В системе с натягом Fq = 1,6 кгс осевое смещение ротора, возможное только после выбора предварительного натяга, наблюдалось на участке 60-72 тыс. об/мин и сопровождалось переходом гармонических колебаний в колебания, модулированные по амплитуде. Почти периодические колебания порождают субгармонику порядка 1/4 на частоте вращения 96 000 об/мин. Осевое смещение ротора от статического положения составило AS = --- 26.10-3

В системе с натягом Fq 4,0 кгс некоторое осевое перемещение наблюдалось начиная с 90 ООО об/мин, при этом колебания рсяора носили почти периодический характер, субгармонические явления не развивались. При осевом усилии Fq = 5,6 кгс ротор смещается в осевом направлении на AS ~ 8,3-ЮЗ мм в диапазоне частот вращения 72 - 96 тыс. об/мин, при этом амплитуда колебаний увеличивается в 2,04 раза, а сами колебания приобретают явно выраженный субгармонический характер. Частота субгармоники равна 1/3 частоты возмущающей силы.

Дальнейшее увеличение осевого натяга (Fq = 8,0 кгс) не устраняет субгармонические явления, хотя осевое смещение ротора не наблюдается.

Следовательно, появление субгармонических колебаний, развивающихся из почти периодических движений ротора, при малых осевых предварительных натягах связывается с появлением осевого смещения ротора, подтверждающего теоретическое предположение о появлении нелинейного упругого поля у предварительно натянутого шарикоподшипника, возникающего из-за перекатывания шариков по профилю дорожки качения после выбора натяга. При этом нелинейные явления развиваются с увеличением частоты вращения ротора.

Как показали опыты, повышение осевой нагрузки не устраняет субгармонические явления, а только сдвигает границу их появления в зону более высоких частот вращения ротора. Амплитуды здесь практически не отличаются от статического боя ротора в плоскости замера, не наблюдается и осевых смещений ротора. Нарушение гармонического характера колебаний в этом случае можно объяснить нелинейными характеристиками подшипника качения согласно закону Герца.

Ротор в одном упругоустановленном подшипнике. Производится измерение колебаний упруго опертого конца ротора и осевого смещения стакана, в котором установлен жесткий подшипг ник с предварительным осевым натягом. Статический дисбаланс, создаваемый неуравновешенными массами, составлял в первой серии испытаний 0,183 г-см и 0,257 г-см во второй серии. Приводя статический дисбаланс к безразмерной величине, согласно выражениям (3.141) получим для первой серии безразмерную величину дисбаланса hi =1,53 и для второй серии ~ 2,15. Экваториальный момент инерции ротора с учетом колеблющихся

масс упругой опоры Относительно оси, проходящей через шарнир ную опору, определялся по формуле

(3.168)

и составил В = 7,805.10" кгс-см-с.

Принятые величины безразмерного дисбаланса не удовлетворяют условию (3.153) перехода через резонанс с ограничением резонансных амплитуд при использовании эффекта скачка в момент выбора преднатяга. Следует ожидать проявления нелинейных свойств опоры с предварительным натягом в снижении резонансных частот вращения ротора. Необходимо отметить, что в исследуемой системе при величинах дисбаланса, меньших 0,183 ГСМ, резонансных явлений не наблюдалось на всем диапазоне скоростей.

Критическая угловая скорость в линейной системе с одной упругой и одной шарнирной опорами подсчитывается по известной формуле [44]

: 1Ус/{В-А).

(3.169)

Теоретически относительную величину отклонения резонансной скорости в нелинейной системе можно подсчитать с помощью выражения (3.152) как относительную координату точки скелетной кривой, имеющей вертикальную касательную,

=в =--г--. (3.170)

Выражение (3.170) справедливо для системы, в которой упруго установлен подшипник с натягом. Экспериментально удалось исследовать систему, в которой предварительно натянутый подшипник был установлен жестко, а линейное упругое поле имел подшипник без предварительного натяга. В экспериментальной системе влияние нелинейных свойств подшипника с натягом может быть больше, и отклонение Qb будет иметь большую величину, чем расчетная.

Конструктивные параметры, подсчитанные для подшипника 600019 при величине полного радиального люфта 46 = 12 • 10 мм, будут: 6 = 19,85 и х 4,361. Начальный угол контакта шариков с дорожками качения принимается = 16° (для рассматриваемого типа подшипников этот угол может колебаться в пределах 12-18°). Расчетные значения для различных осевых предварительных натягов, а также расчетные критические угловые скорости ротора в линейной системе, сведены в табл. 3.8. При вычислении собственной частоты жесткость опоры принималась для каждого типоразмера кольца как минимальная из экспериментальных данных (см. табл. 3.7).

Таблица 3.8. Относительное снижение критических угловых скоростей ротора с одним упругоустановленным подшипником

Кроме того, в табл. 3.8 указаны экспериментально полученные относительные величины снижения собственной частоты системы. Как видно из расчетных данных, при больших величинах натяга систему практически можно считать линейной в зоне главного резонанса, что подтверждается экспериментально.

Демпфирование, присутствие которого выражалось в подавлении амплитуд на резонансе, не позволило выявить нелинейные особенности системы при дисбалансе /ij. Введенная неуравновешенность оказалась недостаточной для развития резонансных амплитуд, хотя и превышала неуравновешенность, регламентируемую для подобного типа роторов отраслевым стандартом более чем в десять раз.

Можно отметить следующие факты, замеченные во время испытаний ротора с дисбалансом hi. Значительное нарастание амплитуды радиальных колебаний связано с появлением осевого перемещения у наружного кольца предварительно натянутого подшипника. Повышение натяга ведет к снижению максимальных амплитуд колебаний, причем в значительной степени колебания иесинусоидальные, они носят неустойчивый характер.

Осевые перемещения наружного кольца подшипника представляют собой колебания относительно некоторого положения равновесия, причем осевые колебания кольца подшипника модулируют колебания радиальные у ротора. Кроме того, осевые перемещения наружного кольца подшипника имеют ярко выраженные резонансы при частоте вращения ротора 10 500 и 21 ООО об/мин с частотой осевых колебаний 375 Гц при Fq = 4,0 кгс. Вообще частота осевых колебаний наружного кольца подшипника на резонансе зависит от числа пружин осевого натяга. Так, комплект из семи пружин вызывает колебания частотой == = 425 Гц, комплекту из пяти пружин соответствует - 375 Гц, из четырех - = 350 Гц, из двух - = 250 Гц. Отношение этих частот пропорционально корню квадратному из отношения числа осевых пружин. Следовательно, осевые резонансы массы

наружного кольца и сопряженных с ним частей в первую очередь определяются жесткостью комплекта осевых пружин.

Введение большего дисбаланса позволило получить резонансную зону радиальных колебаний ротора как на разбеге, так и на выбеге. В системе с малым натягом (Fq = 1,6 кгс) резко снижен резонанс по сравнению с расчетом для линейной системы (табл. 3.8, кольцо 1). На рис. 3.47 приведены амплитудные кривые на разбеге и выбеге ротора для предварительного натяга

12 10 8 6 4

24 W

Рис.* 3.47. Амплитудно-частотная характеристика разбега и выбега для натяга \Fо = 1,6 кгс. Зона 2 - зона субгармонических колебаний

порядка 1/2:

- - разбег; -•-•-• •- выбег

Fq - 1,6 кгс. Здесь же дан график осевого смещения S наружного кольца упругого подшипника. Явно выражен резонансный пик и зона субгармонических колебаний порядка 1/2.

Дальнейшее увеличение предварительного осевого натяга (рис. 3.48, FQ = 2,4 кгс) вносит значительные изменения в переходный процесс: резко снижает резонансную амплитуду, резонансная зона теряет ярко выраженный максимум амплитуд, приобретая характер неустойчивого движения (разброс амплитуд заштрихован). Однако максимальные амплитуды сдвинулись в сторону более высоких частот вращения.

Наконец, при Fq = 3,2 кгс зона максимума амплитуд почти совпадает с расчетной резонансной зоной в линейной системе, амплитуды возрастают по сравнению с предыдущим вариантом.

Резонансные амплитуды при Fq = 2,4 кгс не увеличиваются даже на стационарных режимах, оставаясь в пределах, показанных на рис. 3.48. Существенного затягивания колебаний в зону низких частот на выбеге не наблюдалось. Тот факт, что резонансные амплитуды имеют при вполне определенном натяге минимум по сравнению с резонансными амплитудами при других натягах,

подтверждает теоретические предположения о влиянии нелинейных свойств предварительно натянутого подшипника на резонансный процесс.

Если бы столь резкое уменьшение резонансной амплитуды при Fq 2,4 кгс объяснялось только дополнительным демпфированием, вводимым с увеличением натяга, то при Fq = 3,2 кгс следовало бы ожидать дальнейшего уменьшения резонансных амплитуд, но экспериментальные данные говорят об обратном.

Здесь следует напомнить, что условие (3.153) ограничения резонансных амплитуд при эффекте скачка в нелинейной системе выведено для системы, динамическая схема которой отличается

Рис. 3.48. Разбег и выбег ротора в одном упругом подшипнике с усилием натяга Fq = 2,4 кгс:

/ - зона резонанса; 2 - зона субгармонических колебаний порядка 1/2

от экснериментируемой различным конструктивным сочетанием линейной упругости и нелинейного подшипника с предварительным осевым натягом. Как уже говорилось, здесь возможно усиление влияния нелинейности на переходный процесс. Этим можно объяснить и более значительное снижение резонансных скоростей по сравнению с расчетом по формуле (3.170).

Эксперимент подтверждает теоретические положения о влиянии нелинейности преднатянутого шарикоподшипника на характер переходного процесса. Как видно из табл. 3.8, повышение жесткости опоры увеличивает влияние нелинейности - зона критической частоты вращения снижается в еще большей степени.

То, что все эти эффекты вызываются именно предварительным осевым натягом, подтверждается анализом осевых перемещений наружного кольца подшипника с предварительным натягом (кривая S на амплитудных характеристиках). Начало резонансной зоны сопровождается резким осевым скачком, а максимальные амплитуды вызывают пиковую зону осевого перемещения наружного кольца в направлении сжатия осевых пружин, что соответствует моменту уравновешивания усилия натяга осевыми составляющими сил инерции неуравновешенного ротора.