8.5.1. Особливості діагностування теплового і технологічного дисбалансу

Значні проблеми в діагностиці стану двигуна викликає такий тип дисбалансу, який має місце лише за певних умов, тобто може з'являтися, а потім зникати. Умовно кажучи, до нього можна застосувати термін «блукаючий дисбаланс». Проте правильніше говорити про нього як про «тепловий або технологічний дисбаланс», оскільки ці терміни віддзеркалюють основні причини його виникнення і зникнення.

Будь-які загальні рекомендації щодо діагностики таких причин підвищеної вібрації в устаткуванні навести досить складно. Такий дисбаланс виявляється в результаті скрупульозних досліджень.

Проаналізуємо особливості «блукаючого дисбаланса» на конкретних прикладах найбільш поширених причин, що призводять до його виникнення.

Тепловий дисбаланс. Це найбільш поширений різновид дисбалансу, що змінюється в процесі роботи, і до якого можна застосувати термін «блукаючий дисбаланс».

Наприклад, в роторі турбіни ГТД з якої-небудь причини засмічується один з крізних каналів охолоджування. Ротор перед складанням балансувався на верстаті балансування і мав необхідні параметри якості балансування. Після включення механізму в роботу приблизно 15 – 20 хвилин вібрації двигуна знаходяться в нормі, але потім починають повільно зростати і через деякий час досягають свого максимуму. Діагностика дає картину класичного дисбалансу.

Після зупинки і охолодження агрегату проводяться роботи з балансування. Після завершення балансування спостерігається благополучна картина зміни вібрацій в процесі роботи. При пуску в робочому режимі все повторюється без змін в тій же послідовності.

У цьому простому прикладі все пояснюється просто. У зв'язку з порушенням рівномірності охолоджування ротора по внутрішніх каналах ротор нагрівається нерівномірно і через деякий час, який визначає стала часу теплового розігрівання ротора, згинається.

Для діагностики такої причини слід прослідити зміну вібрацій в процесі пуску і розігрівання. Якщо контролюється фаза вібрації, то можна вказати область локального теплового перегріву ротора.

Технологічний дисбаланс. Проаналізуємо вплив технологічного дисбалансу на прикладі осьового компресора що має поворотні або нерухомі лопатки ВНА або НА. Кут установки однієї з лопаток ВНА відрізняється від кутів установки всіх інших лопаток (дефект збірки і регулювання). За рахунок цього аеродинамічна сила цієї лопатки, що впливає на робочі лопатки і на вал ротора, менше (більше) сили від інших лопаток. Після монтажу ротор компресора балансують без лопаток статора.

При експлуатації на робочому режимі почав реєструватися підвищений рівень вібрації, типовий для дисбалансу. Був діагностований дисбаланс, і були розпочаті роботи з балансування. Компресор вивели з експлуатації, провели балансування ротора. Картина дисбалансу зникла, що цілком зрозуміло. У такому режимі і при такій продуктивності колесо балансувалось раніше. У робочому ж режимі компресор працював з іншою продуктивністю, при інших значеннях аеродинамічних сил, що і створювало картину дисбалансу.

Після перевірки кутів установки лопаток ВНА, виявлення і усунення причини дисбалансу рівень вібрації прийшов в норму.

Ще один приклад. На підшипнику турбіни високого тиску декількох ГТД були зареєстровані підвищені вібрації в осьовому і радіальному напрямках на частотах обертання ротора більше 4700 об/мин. Двигуни увійшли в експлуатацію після ремонту. Ремонтне підприємство без узгодження із заводом-виробником двигуна збільшило при складанні ротора допуск на торцеве биття диска турбіни з 0,04 мм, призначеного заводом-виробником, до 0,15 мм. Диск виявляється посадженим на вал кососиметрічно (мал. 8.6).

Рис. 8.6. Ідеалізована схема ротора

турбіни високого тиску

Проаналізуємо вплив торцевого биття диску на вібраційний стан двигуна. Спроектований ротор працює на докритичному режимі, діапазон робочих частот обертання складає 4700…5100 об/мин, критична частота обертання – 6730 об/мин. Для простоти розрахунку ротор ідеалізується: диск подається циліндром з еквівалентним радіусом = 600 мм (з врахуванням маси прикріплених до нього робочих лопаток) і завтовшки = 50 мм. Щільність матеріалу диска = 7800 кг/м³. Торцеве биття дорівнює 0,1 мм.

Незбалансовані маси диска містяться в об'ємах , які необхідно було б прибрати для балансування диска. Вони можуть бути визначені за формулою

= 0,187 кг.

Центри мас цих об'ємів знаходяться на радіусах .

При обертанні ротора виникають дві кососиметричні сили. Визначимо їх для частоти обертання = 4700 об/мин, при якій починається інтенсивне збільшення вібрації:

= 20780 Н.

Під дією цих сил виникає момент = 1040 Нм, що вигинає вал і обертається з частотою ротора. Дія цього моменту збільшує вібрацію і призводить до послаблення посадки диска на валу. Знижується жорсткість системи і критична частота обертання ротора зсувається в область робочих частот обертання, що призводить до подальшого збільшення вібрації ротора (див. також п. 8.7.4).

До того ж при підвищеному торцевому битті диска в процесі балансування ротора тягарці для балансування можуть потрапити в зону з максимальним биттям. Ротор при цьому буде збалансований в межах допусків, але дія моменту не буде компенсуєтися, а додатково збільшуватися.

Таким чином розширення допуску на торцеве биття диска турбіни з 0,04 мм до 0,15 мм є неприпустимим.