Коленчатый вал двигателя и соединенные с ним промежуточные и гребной валы представляют собой валопровод судовой силовой установки. Вращающиеся вместе с валопроводом массы шатунно-мотылевого механизма каждого цилиндра и массы маховика двигателя, гребного винта, соединительных муфт и другие представляют собой упругую систему, обладающую инерцией. Крутящий момент, создаваемый силами давления газов на поршни рабочих цилиндров двигателя и силами инерции поступательно движущихся масс, является переменным, а потому валопровод периодически «закручивается» и «раскручивается». Вследствие этого в системе валопровода установки появляются крутильные колебания. Такие колебания валопровода называются вынужденными. Промежуток времени в секундах, по прошествии которого крутящий момент у двигателя принимает свое прежнее значение, называется периодом. Период изменения крутящего момента у четырехтактных двигателей равен времени двух оборотов вала, а у двухтактных - одному обороту вала.
Крутильные колебания валопровода, возникающие в момент прекращения действия внешних сил или моментов, называются свободными или собственными. Главными свободными колебаниями системы валопровода называются колебания, при которых все массы системы совершают гармонические колебательные движения с одной и той же частотой, одновременно проходя через средние положения и одновременно достигая крайних положений.
При совпадении периодов изменения гармонических составляющих крутящего момента и свободных колебаний возникает явление резонанса, при котором угловые амплитуды (размахи) крутильных колебаний валопровода теоретически (при отсутствии сопротивления) возрастают до бесконечности. В действительности (при наличии сопротивлений) амплитуды значительно возрастают. Числа оборотов вала двигателя, при которых периоды свободных колебаний совпадают с периодом изменения гармонических составляющих крутящего момента, называются критическими. При работе двигателя с критическими числами оборотов или близкими к ним возникают вибрации и стуки в двигателе, повышенные напряжения в валопроводе (могут возникать местные нагревы и поломки вала).
Вибрации и стуки возникают вследствие периодического изменения угловой скорости вращения отдельных мотылей, в результате этого происходит нарушение уравновешенности сил инерции движущихся масс двигателя. При удалении от критического числа оборотов амплитуды крутильных колебаний уменьшаются, а потому угловые скорости вращения отдельных мотылей выравниваются, уравновешенность двигателя восстанавливается и исчезают стуки и вибрация. Нагрев отдельных мест валопровода при критическом числе оборотов происходит вследствие внутреннего трения частиц металла, возникающего при упругих деформациях кручения. Таким образом, длительная работа двигателя при критическом числе оборотов является (недопустимой. Определение критических чисел оборотов судовой установки двигатель, промежуточный и гребной валопроводы включая гребной винт) производится расчетным путем. Результаты расчета иногда проверяются измерением крутильных колебаний (торсиографированием) валопровода судовой установки до ввода судна в эксплуатацию.
При определении критического числа оборотов валопровода расчетным путем действительную систему, участвующую в крутильных колебаниях, заменяют упрощенной схемой. Такая упрощенная крутильная схема состоит из ряда абсолютно жестких дисков, обладающих массой, которые соединены между собой упругими участками вала, условно лишенными массы.
Упругие участки вала характеризуются податливостью, жесткостью или приведенной длиной. Податливостью называется отношение угла закручивания к скручивающему моменту. Жесткость - величина, обратная податливости. Приведенной длиной участка валопровода называется длина цилиндрического вала заданного диаметра (обычно диаметр равен диаметру рамовых шеек коленчатого вала), имеющего такую же податливость. Податливость колена вала определяется по эмпирическим формулам, которые дают погрешность порядка 5-10%.
Абсолютно жесткие диски системы валопровода характеризуются моментами инерции масс (кг·см·сек 2 ) относительно оси вала. Замена масс, связанных с валопроводом системы дисками, производится при условии, что кинетическая энергия дисков должна быть равна среднему значению кинетической энергии этих масс в течение одного оборота вала.
Как было указано ранее, вынужденные крутильные колебания валопровода главным образом определяются изменением крутящего момента, создаваемого силами давления газов и силами инерции поступательно движущихся масс. Периодическое изменение крутящего момента позволяет разложить его на гармонические составляющие, изменяющиеся по закону синуса с частотами, кратными частоте изменения суммарного крутящего момента. Резонансными колебаниями являются такие колебания, которые происходят под действием гармоники какого-либо порядка с частотой, равной одной из собственных частот системы.
Таким образом, определение критического числа оборотов валопровода сводится к определению частоты и числа свободных колебаний системы.
Определение критического числа оборотов системы валопровода опытным путем производится с помощью прибора торсиографа, который позволяет снять торсиограммы при различных числах оборотов двигателя. По снятым торсиограммам можно определить число и амплитуду колебаний.
На рис. 159 показана торсиограмма, снятая с носового конца коленчатого вала дизеля. Число волн, соответствующее одному обороту вала, равно 4, а потому вал имеет колебания четвертого порядка. Амплитуда крутильных колебаний равна
l 1 = 24,2 мм - длина ленты торсиограммы на участке одного оборота вала;
l = 2,22 мм - длина ленты торсиограммы, соответствующая одному колебанию вибратора.
Результаты обработки торсиограмм позволяют построить кривую а = f(n), т. е. значение амплитуды колебаний а при различных числах оборотов n двигателя.
На рис. 160 показана кривая а = f(n) и значение а р предельно допустимой амплитуды колебаний валопровода. Запретные зоны чисел оборотов показаны на рис. 160 внутри заштрихованных столбиков. Числа оборотов, с которыми двигатель может длительно работать, должны отличаться не меньше чем на ± 5-10% от критических. Предельно допустимой амплитудой крутильных колебаний валопровода при длительной работе двигателя принято считать а р ? 0,015 рад. При наличии эксплуатационных зон чисел оборотов двигателя с недопустимо большими амплитудами колебаний возникает необходимость смещения колебаний за пределы этих запретных зон или применения устройств, снижающих амплитуды колебаний и соответственно напряжения в валопроводе. Смещение зон с большими амплитудами колебаний (запретных зон) достигается путем изменения частоты свободных колебаний системы или податливости упругих связей между массами системы.
Изменение частоты свободных колебаний системы достигается изменением моментов инерции масс (маховика, гребного винта, ротора генератора и т. д.).
Величина податливости может быть изменена путем удлинения или укорочения приставных валов, изменения диаметра приставных валов и введения в систему валопровода упругих муфт.
Изменение порядка работы (вспышек) цилиндров двигателя иногда позволяет снизить напряжения от крутильных колебаний. Если смещение запретных зон не представляется возможным, то на валу устанавливают специальные успокоители крутильных колебаний (антивибраторы и демпферы). Антивибраторы создают реактивный инерционный момент, который парализует колебания в месте его установки и способствует уменьшению амплитуды колебаний во всей системе. Демпферы позволяют уменьшить амплитуду крутильных колебаний, превращая энергию колебаний в тепловую, которая отводится от системы валопровода воздухом или циркулирующим маслом.
Включение успокоителей в систему валопровода может быть параллельным и последовательным. Параллельное включение успокоителя не выполняет функций передачи мощности, а потому конструкция его в этом случае будет соответствовать только прямому назначению.
Антивибраторы и демпферы устанавливаются в тех местах валопровода, где амплитуды крутильных колебаний достигают наибольших значений. Антивибраторы бывают пружинные и маятниковые. Пружинный антивибратор состоит из диска, закрепленного на валу; обода, соединенного нежестко с валом, и пружин между ними.
Обод, благодаря наличию указанных пружин, всегда устанавливается по отношению диска, закрепленного на валу, в определенное положение. Отклонение от этого положения вызывает деформацию пружин и появление момента, направленного навстречу движению вала.
Наиболее эффективным средством для уменьшения амплитуды крутильных колебаний является демпфер. Различают демпферы по способу получения демпфирующих свойств. Они бывают пружинные, жидкостного трения и с внутренним (междучастичным) трением.
На рис. 161 показано устройство пружинного демпфера, закрепляемого обычно на носовом конце коленчатого вала. Диск 1 демпфера жестко соединяется с валом, а массивный обод 2 свободно сидит на диске 1. В ободе и диске выточены гнезда 3, в которые вставляются разрезные цилиндрические пружины. Набор таких пружин, плотно входящих одна в другую, образует пакеты пружин 4. Эти пакеты пружин осуществляют упругую связь между ободом и диском демпфера. Вследствие крутильных колебаний вала между диском и ободом демпфера возникают относительные перемещения, что вызывает упругие деформации пружин. Таким образом, энергия колебаний затрачивается на преодоление сил упругости пружин, в результате чего выделяется тепло, которое отводится от пружин циркулирующим маслом. Затрата (поглощение) энергии колебаний демпфером приводит к уменьшению их амплитуды и соответственно к уменьшению напряжений в валопроводе, которые возникают от крутильных колебаний.
Испытывают деформации сдвига. Имеют место в разл. машинах с вращающимися валами: в поршневых двигателях, турбинах, генераторах, редукторах, трансмиссиях транспортных машин.
К. к. возникают в результате неравномерности периодич. момента как движущих сил, так и сил сопротивления. Неравномерность крутящего момента вызывает неравномерность изменения угловой скорости вала, т. е. то , то замедление вращения. Обычно вал представляет собой чередование участков с малой массой и упругой податливостью с более жёсткими участками, на к-рых закреплены значит. массы. В каждом сечении вала будет своя степень неравномерности вращения, поскольку в одинаковый промежуток времени массы проходят разные углы и, следовательно, движутся с разными скоростями, что создаёт переменное вала и динамич. знакопеременные напряжения, гл. обр. касательные.
При совпадении частот собств. колебаний системы с частотой периодич. крутящего момента движущих сил и сил сопротивления возникают резонансные колебания. В этом случае повышается уровень динамич. переменных напряжений; возрастает акустич. , излучаемый работающей машиной. Динамич. знакопеременные напряжения при неправильно выбранных (заниженных) размерах вала, недостаточной прочности его материала и возникновении резонанса могут превысить предел выносливости, что приведёт к усталости материала вала и его разрушению.
При расчёте К.
к. валов машин часто пользуются расчётной схемой с двумя дисками, соединёнными упругим стержнем, работающим на кручение. В этом случае собств. частота
где I
1 - момент инерции 1-го диска, I
2 - момент инерции 2-го диска, С
-крутильная стержня, Для круглого стержня диаметром d
и длиной l С
где G - модуль сдвига. Более сложные расчётные схемы содержат большее число дисков, соединённых стержнями и образующих последоват. цепи, а иногда - разветвлённые и кольцевые цепи. Расчёт собств. частот форм и вынужденных К. к. по этим расчётным схемам производится на .
Др. примером К. к. является крутильный , к-рый представляет собой диск, закреплённый на одном конце стержня, работающего на кручение и жёстко заделанного др. концом. Собств. частота такого маятника 
где I
- момент инерции диска. Приборы с использованием крутильного маятника применяют для определения модуля упругости при сдвиге, коэф. внутр. трения твёрдых материалов при сдвиге, коэф. вязкости жидкости.
К. к. возникают в разнообразных упругих системах; в нек-рых случаях возможны совместные колебания с разл. видами деформации элементов системы, напр. изгибно-крутильные колебания. Так, при определ. условиях полёта под действием аэродинамич. сил иногда возникают самовозбуждающиеся изгибно-крутильные колебания крыла самолёта (т. н. флаттер), к-рые могут вызывать разрушение крыла.
Лит.:
Ден-Гартог Д. П., Механические колебания, пер. с англ., М., 1960; Маслов Г. С., Расчёты колебаний валов. Справочник, 2 изд., М., 1980; Вибрации в технике. Справочник, под ред. В. В. Болотина, т. 1, М., 1978; Силовые передачи транспортных машин, Л., 1982. А. В. Синев.
Физическая энциклопедия. В 5-ти томах. - М.: Советская энциклопедия . Главный редактор А. М. Прохоров . 1988 .
Смотреть что такое "КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ" в других словарях:
Колебания элементов конструкций и машин, выражающиеся в периодически меняющейся деформации кручения (См. Кручение). Пример К. к. гармоническое движение крутильного маятника, представляющего собой упругий стержень, закрепленный одним… …
Один из видов колебаний упругих систем, при к рых отд. элементы системы испытывают деформации кручения. Пример К. к. движение крутильного маятника, представляющего собой упругий стержень, закреплённый одним концом, с массивным диском на другом.… … Физическая энциклопедия
крутильные колебания - — [Я.Н.Лугинский, М.С.Фези Жилинская, Ю.С.Кабиров. Англо русский словарь по электротехнике и электроэнергетике, Москва, 1999 г.] Тематики электротехника, основные понятия EN torsional modestorsional oscillations … Справочник технического переводчика
крутильные колебания - 3.7 крутильные колебания: По ГОСТ Р ИСО 3046 5. Источник: ГОСТ Р 53638 2009: Двигатели внутреннего сгорания поршневые. Общие технические условия … Словарь-справочник терминов нормативно-технической документации
крутильные колебания - sukamieji virpesiai statusas T sritis chemija apibrėžtis Molekulės atomų branduolių kvantuotojo judėjimo rūšis. atitikmenys: angl. torsion oscillations; torsion vibrations; torsional oscillations; torsional vibrations rus. крутильные колебания … Chemijos terminų aiškinamasis žodynas
крутильные колебания - sukamieji virpesiai statusas T sritis fizika atitikmenys: angl. torsion oscillations; torsional oscillations; torsional vibrations vok. Drillungsschwingungen, f; Torsionsschwingungen, f; Verdrehungsschwingungen, f rus. крутильные колебания, n… … Fizikos terminų žodynas
крутильные колебания - torsion vibration Колебания, при которых происходит кручение элемента механизма. Шифр IFToMM: 3.9.26 Раздел: КОЛЕБАНИЯ В МЕХАНИЗМАХ … Теория механизмов и машин
КОЛЕБАНИЯ В МЕХАНИЗМАХ - см. также о словаре автоколебания автоколебательная система автономная колебательная система амплитуда … Теория механизмов и машин
Число колебаний в единицу времени, быстрота или частота колебаний, зависит от размеров, формы и природы тел. Высота звука, обуславливаемая числом колебаний звучащего тела в единицу времени, может быть определена различными способами (см. Звук).… … Энциклопедический словарь Ф.А. Брокгауза и И.А. Ефрона
Многократно повторяющееся возвратно поступательное или возвратно вращательное движение элементов конструкций вследствие их упругих деформаций под действием сил, достаточно быстро меняющихся во времени. При К. к. элементы конструкций… … Большая советская энциклопедия
Книги
- Крутильные колебания коленчатых валов , Нейман И.Ш. Крутильные колебания коленчатых валов Воспроизведено в оригинальной авторской орфографии издания 1935 года (издательство`Академия`). В…
Вынужденные колебания возбуждаются внешними периодически изменяющимися силами. Особенно опасными являются резонансные колебания, возникающие при совпадении собственной частоты и частоты внешних сил.
В расчетах силовых установок с поршневыми двигателями учитывают нижеследующие внешние возбудители .
Моменты от сил давления газов в цилиндрах двигателя или компрессора (главные возбудители крутильных колебаний)
где радиус кривошипа; тангенциальная сила, направленная перпендикулярно кривошипу, для одного цилиндра, отнесенного к единице площади поршня; площадь поршня.
Гармонические составляющие силы могут быть определены по справочные данным, приведенным на рис. 10 и 11 (при можно экстраполировать данные, продолжив кривые прямыми).
Гармоники тангенциальных сил 3-го порядка и выше для четырехтактного бензинового двигателя могут быть определены по формуле
где среднее индикаторное значение давления, степень сжатия двигателя; порядок гармоники (начиная с 3-й и выше).
Для гармоник порядков можно пользоваться следующими данными:
Здесь и в формуле (17) значения представляют собой гармоники тангенциальных газовых сил на единицу площади поршия одного цилиндра.
Для определения амплитудного значения гармонической силы, приложенной к колену вала, в случае действия на него многих цилиидров векторно складывают гармоники газовых сил всех цилиндров в предположении постоянства значений для всех цилиндров.
Если колено воспринимает силу от нескольких цилиндров, то при сложении моментов следует принять во внимание сдвиг по времени между кривыми тангенциальной силы от этих цилиндров, соответствующий интервалу между вспышками.
В табл. 4 приведены справочные данные для звездообразных двигателей с разным числом цилиндров.
Моменты от сил инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма (следует учитывать только при определении гармоник низших порядков - от 1-й
где масса поступательно движущихся частей кривошипно-шатунного механизма одною цилиндра; - угловая скорость вала; отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
4. Гармоники крутящего момента в от среднего крутящего момента однорядного звездообразного двигателя (с учетом сил инерции)
(см. скан)
Моменты от сил тяжести кривошипно-шатунного механизма имеют малую величину и учитываются только для тяжелых тихоходных двигателей. Эги моменты слагаются из крутящего момента, вызываемого силой тяжести поступательно движущейся части (поршневой комплект и часть шатуна)
и крутящего момента, вызываемого силами тяжести вращающейся части кривошипно-шатунного механизма (часть шатуна, цапфа и щеки колена),
Суммарный возбуждающий крутящий момент любого порядка, определяется векторным сложением с учетом фаз гармонических моментов от газовых и инерционных сил данного порядка, действующих на кривошип цилиндра двигателя. Моментами от сил тяжести пренебрегают из-за их малости.
В табл. 5 приведены величины фазовых углов, необходимых для сложения гармоник газовых и инерционных моментов.
5. Величины фазовых углов сил и
(см. скан)
Если возмущающий крутящий момент порядка, приложенный к первому кривошипу, а угол между первым и кривошипом то гармонический момент, приложенный к кривошипу, Величина векторной суммы амплитуд крутящих момешов определяет развитие колебаний вала.
Зубчатые колеса редукторов могут быть возбудителями крутильных колебаний из-за погрешностей при их изготовлении. Частота крутильных возмущений зависит от числа зубьев делительного колеса станка, на котором обрабатывается колесо. Число зубьев соответствует числу волн ошибки на колесе. Следовательно, частота возмущения
Число оборотов зубчатого колеса.
Максимальная частота крутильных колебаний
где число зубьев зубчатого колеса.
Кроме того, могут иметь место низкочастотные составляющие спектра крутильных колебаний от накопленных погрешностей окружного шага. Частота этих колебаний где
Интенсивность крутильных колебаний зависит от точности изготовления колес и сборки редуктора.
Если динамический крутящий момент превысит средний, то будет двусторонний удар зубьев. Амплитуда таких колебаний не может быть определена расчетом. Схематизация зубчатых передач приведена в работе .
Вынужденные нерезонансные колебания возникают при условии Амплитуды их, как правило, малы. Дифференциальное уравнение вынужденных колебаний для массы имеет вид
Решения линейных дифференциальных уравнений типа (20) общеизвестны . Для упрощения расчета разветвленную систему превращают в цепочную, используя метод приведения масс приведены данные для двухмассной системы - пренебрежение трением вне интервала частот ±10% резонансной частоты при логарифмическом декременте колебании и вне интервала ±20% при приводит к ошибкам в вычислении упругого момента на 10%.
2. При малом трении в системе форма резонансных колебаний близка к форме свободных колебаний на резонирующей собственной частоте. Если трение велико, отличие может быть существенным (см. пространстренное изображение формы колебаний на рис. 13), особенно в случаях, когда демпфирующие элементы расположены на массах с большими относительными амплитудами. В этом случае максимумы амплитуд колебаний разных масс достигаются на различных частотах внешних сил и на частотах, меньших собственных частот системы.
3. При изменении трения в каком-либо месте системы в широких пределах все резонансные кривые проходят через узкие области изменения частот и амплитуд.
4. Если к некоторой массе системы присоединен контур, на который не действуют внешние моменты (инертная часть системы), то амплитуда ее колебаний имеет
минимумы на частотах, равных собственным частотам этого контура при условии заделки указанной массы. Такое явление называется эффектом линейного антивибратора.
Приближенный расчет нелинейных вынужденных колебаний. В настоящее время имеются алгоритмы расчетов на ЭВМ, конкурирующие с расчетами на АВМ. Если заранее известно, что в искомом решении основную роль играют одна или две гармоники, то приближенное решение может быть получено методом Галеркинэ. Результаты при гармоническом приближении полностью совпадают с результатами, полученными методом гармонической линеаризации. Последовательность расчета соответствует приведенной ниже схеме:
1) задают вид искомого решения на нелинейном участке
где частота колебаний более высокой гармоники; целое число;
2) раскладывают упругий момент после подстановки (24) в ряд Фурье на периоде и удерживают только первую и гармоники:
Графический способ решения этой задачи описан в работе }
