Full resolution (JPEG) - On this page / på denna sida - Sidor ...
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
Below is the raw OCR text
from the above scanned image.
Do you see an error? Proofread the page now!
Här nedan syns maskintolkade texten från faksimilbilden ovan.
Ser du något fel? Korrekturläs sidan nu!
This page has never been proofread. / Denna sida har aldrig korrekturlästs.
56
teknisk tidskrift
16 febr. 1935
Fig. 19. Friktionsdämpare.
gjorde således 1,18 hk, motsvarande en
dämpningskoefficient av 0,002. Den maximala påkänningen i
mellanaxeln var ca 300 kg/cm2.
Man ser av dessa två fall, att maskindämpningen
antager så låga värden som resp. 0,0017 och 0,0020
vid dessa första-gradssvängningar, och orsaken
härtill torde man finna i den ringa förvridningen i
vevaxeln, som medför att vissa slag av dämpning, t. e.
materialdämpning, ej ännu kunnat göra sig gällande,
varjämte även störningen var minimal. Likheten
med Frahm’s resultat är
påfallande, då han fann,
att man borde öka
propellerdämpningen med ca
25 % för att få fram
totaldämpningen. För de
återgivna fallen blir den
erforderliga ökningen nämligen
resp. 19 % och 30 %.
Svängningseffekten
representerar givetvis
förlorad energi, vilket även
kunnat påvisas vid praktiska
undersökningar. Så fann
t. e. Frahm, att
verkningsgraden för S/S "Besoekis’"
maskin, som normalt
uppgick till ca 90 %, i det
kritiska området sjönk ned till ett värde av ca 82 %. Vid
den 7-cylindriga motorn på "Saint Martin Legasse" åter
gick ca 6 % av den av motorn vid det kritiska
varvantalet utvecklade effekten förlorad genom dämpning.
Svängningseffekten kan under ogynsamma
omständigheter nå betydligt högre värden än som
framkommit genom de exempel, som här valts. Så t. e.
omsattes vid en 8-cylindrig stationär 2-taktmotor ej
mindre än 50 hk i dämpning, varav ca 15 hk
upptogos genom hysteresis i vevaxeln, under det att
denna fick utstå en extra vridningspåkänning av ca
1 400 kg/cm2. Det kritiska varvtalet var av första
gradens 4:de ordning och det starkaste, som kunde
uppträda vid ifrågavarande aggregat. Dylika siffror
belysa, vilken kraft resonanssvängningar under
ogynnsamma förhållanden kunna representera, och de
förklara till fullo det intensiva arbete, som under
senare år nedlagts för att vinna klarhet i
svängningsföreteelserna och därmed samhöriga problem.
Det återstår att nämna något om de medel, man
använder sig av för att undvika eller mildra de
kritiska varvtalens skadliga verkningar. I det
föregående har i samband härmed redan nämnts, att
utformningen av vevaxeln härvid spelar en viss roll,
i det att man stundom genom lämpligt väld
vevställning kan ernå ett eftersträvat lugnt
driftsområde, vilket kanske ej varit möjligt vid användande
av en annan tändningsföljd. Förhålladet belyses av
fig. 18, där påkänningarna i vevaxeln angivits för
en 7-cylindrig motor och två skilda vevställningar,
vilka praktiskt taget äro likvärdiga, vad
utbalansering och lagerbelastning beträffar. Det normala
varvtalet för maskinen ifråga är 375 per minut,
och man finner, att detta i ena fallet ligger väl
skyddat för svårare resonansområden, under det att
man i andra fallet kan vänta störningar från andra
gradens 9: de ordning.
Det är emellertid ej möjligt att genom ovannämnda
förfarande helt frigöra sig från besvärande
torsionssvängningar. Lyckas man nämligen försvaga eller
utplåna ett visst resonansområde, skall man finna,
att andra i stället tilltaga i styrka, vartill
dessutom kommer, att de s. k. huvudkritiska förbliva
oförändrade (se fig.).
Behovet att förse maskinerna med särskilda,
speciellt konstruerade dämpare har därför gjort sig
gällande. Dessa placeras lämpligen på motorns
främre, fria axelända, där svängningsutslagen äro
störst och därmed effektiviteten den bästa. Till sin
konstruktiva utformning äro dämparna ganska
olikartade, beroende på de olika principer, som ligga till
grund för deras arbetssätt. Fig. 19 återgiver
schematiskt anordningen av en s. k. friktionsdämpare,
vars huvudbeståndsdelar äro medbringaren A, som
är fastsatt på maskinaxeln, samt svängmassan S,
vilken hålles pressad mot medbringaren genom
fjädrarna F, men i övrigt är fritt och rörligt lagrad på
axelförlängningen. Vid smärre svängningsutslag
följer dämparen i sin helhet som en enda massa axelns
rörelse, men vid växande amplitud kommer slutligen
den av S alstrade masskraften att övervinna
vilofrik-tiönen i anläggningsytan och en glidning
åstadkommes. Genom det därvid uträttade friktionsarbetet
omsattes svängningsenergi i värme, och det hela
resulterar i, att amplituderna minska och därmed
även materialpåkänningen i axeln.
En annan typ av dämpare representerar den s. k.
Sandner-dämparen, varav tre snitt återgivas i fig. 20.
Den består av ett inre kugghjul K, som är fastkilat
på maskinaxeln och vidare inkuggat i fyra stycken
smärre hjul L, lagrade i själva höljet S, som
representerar en större svängmassa och uppbäres av den
genomgående axeln. Kugghjulen bilda tillsammans
fyra stycken pumpar, vilka inbördes genom kanaler
äro så förenade, att den enas sugsida är förbunden
med närliggande pumps trycksida. I sammanbind-
Fig. 20. Sandnerdämpare.
Fig. 21. Dämpare enligt Burmeister & Wain.
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
