книги из ГПНТБ / Бауман, Н. Я. Технология производства паровых и газовых турбин

221

QO

ö

Б

о

о

Ci.

t3

222

проточить или прошлифовать поверхности, отмеченные знаками обработки на рис. 119.

По аксиальным замерам от упорного гребня до всех насаженных деталей опреде­ ляют величину осевых зазоров в проточной части турбины.

7. Динамическая балансировка роторов

Отсутствие вибраций в турбине — одно из важнейших условий ее нормальной рабо­ ты. Основной причиной образования вибра­ ции является неуравновешенность ротора. Наличие неуравновешенных сил ротора при­ водит к появлению на опорах реакций, из­ меняющих направление своего действия при вращении ротора.

Эти силы сообщают подшипникам пери­ одические импульсы, которые и вызывают появление вибрации. На рис. 127 показаны примеры динамической неуравновешенности роторов турбин.

На рис. 127, а показан частный случай, когда неуравновешен­ ная масса Я с радиусом расположения х уравновешивается гру-

Рис. 127. Схема определения динамической неуравновешенно­ сти роторов:

а — частный случай; б — общий случай; в — схема разложения сил

зом у, закрепленным на крайнем диске на радиусе г. Такой ротор статически будет уравновешен, а динамически останется неурав­ новешенным. Пара центробежных сил Сі и С2 с плечом d вызовет появление на подшипниках реакций, приводящих к вибрации

223

турбины. Этот пример показывает недостаточность статической балансировки турбинных роторов.

В практике обычно имеет место общий случай динамической неуравновешенности, показанный на рис. 127, б. Реакции 1)\ и U2 являются результатом действия пары равнодействующих всех центробежных сил Сь С2, Съ и т. д. от неуравновешенных масс ротора, расположенных вдоль его оси на различных радиусах.

Задача динамической балансировки заключается в том, что­ бы создать искусственно в роторе добавочные силы, которые будут равны силам U\ и U2 и противоположны им по направле­ нию. Эти силы в стационарном турбиностроении создаются обыч­ но путем прикрепления на крайних дисках ротора уравновеши­ вающих грузов.

В настоящее время, в связи с наметившейся тенденцией уве­ личения частоты вращения роторов и их массы, проблеме дина­ мического уравновешивания турбин уделяется все большее вни­ мание. От качества уравновешивания зависит не только общий уровень возникающих в процессе работы турбин вибраций, но также ресурс и надежность их работы, интенсивность и характер износа подшипников и кинематических пар.

Вопросы теории и практики уравновешивания машин и при­ боров, начиная с 1960 г., регулярно обсуждаются на Всесоюзных научно-технических конференциях по балансировочному оборудо­ ванию. Наблюдается интенсивное развитие теории уравновеши­ вания машин и балансировочной техники. Для детального озна­ комления с вопросом можно рекомендовать специальную лите­ ратуру [6].

В связи с быстрым развитием техники, в настоящее время по­ явилось много новых методов динамического уравновешивания роторов быстроходных машин и применяемого для этих целей оборудования. Однако, несмотря на большое разнообразие этих методов, их основа остается единой.,

В данном учебнике .не дается широкого освещения этой важ­ ной проблемы современного машиностроения. Цель настоящего параграфа состоит в том, чтобы в наиболее краткой, конспектив­ ной форме познакомить учащихся с теоретическими основами ди­ намической балансировки, схемами применяемого турбинными заводами оборудования и осветить некоторые перспективы даль­ нейшего развития проблемы.

Наиболее распространенным методом динамической баланси­ ровки в практике турбинных заводов является классический ме­ тод «обхода грузом». При этом методе на крайних дисках подго­ товляемого к балансировке ротора намечают мелом восемь (или больше) точек для поочередного подвешивания одного и того же пробного груза при пробных пусках станка. Ротор устанавливают на станок для динамической балансировки (рис. 128). Вкладыши подшипников этих станков покоятся на пружинных балансиро­ вочных опорах (рис. 129). Рамы опор снабжены болтами 1 и 2

224

левой и правой резьбы для закрепления опор 4. Крепление осу­ ществляется маховиком 3.

Путем пробных пусков (первый раз — без груза, а последую­ щие разы — с подвешиванием пробного груза в каждой из наме­ ченных точек) измеряют величины амплитуд колебаний вклады-

Рис. 128. Схема балансировочного станка:

/ — стойки опор; 2 — балансируемый ротор; 3 — муфта вала; 4 — магнитная муфта станка; 5 —■ бабка станка; 6 — электропривод; а — риски, определяющие положение

стоек для типовых роторов

Рис. 129. Схема устройства стоек балансировочных станков:

а — система Лавачек-Гейман; б — системы Шенк

шей подшипников станка. Для измерения амплитуд пользуются индикаторами или амплитудомерами и записывают величины их в диаграмму (рис. 130). Подробно о диаграмме будет сказано ниже.

Сначала балансируется одна сторойа ротора (например Л, рис. 131), а затем— другая. Обычно начинают балансировку, с той стороны, которая при первом пуске без груза показала

большую неуравновешенность. В рассматриваемом ниже приме­ ре балансировка начинается со стороны А.

При балансировке одна опора вкладыша со стороны баланси­ руемого конца ротора освобождена и может качаться свободно, вторая — зажата болтами 1 и 2 (см. рис. 129). При балансировке второго конца ротора первая опора зажата, вторая освобождена. Окончательная балансировка производится при обеих освобож­

Пуск ротора осуществляют

вают на опоры станка. Проверяют подачу смазки к подшипни­ кам. Включают магнитную муфту. Затем с помощью электро­ двигателя доводят частоту вращения ротора до максимально

Рис. 131. Схема расположения И корректировки уравновешивающих грузов

возможной на данном станке; по достижении этого отключают электродвигатель и магнитную муфту от сети. При этом ротор продолжает свободно вращаться по инерции. Плавным движе­ нием освобождают болты 1 я 2, фиксирующие опору вклады­ ша подшипника со стороны конца ротора, подвергаемого балан­ сировке. Подводят индикатор к опоре и наблюдают за предель­ ным отклонением его стрелки; одновременно проверяют частоту вращения ротора ручным тахометром. При прохождении через резонансную частоту вращения ротора колебание стрелки инди­ катора будет максимальным. Эту частоту вращения записывают.

226

Так как балансировка должна проводиться в условиях резо­ нанса, то при всех'последующих пусках ротор разгоняют до ука­ занной выше резонансной частоты вращения плюс 50—70 об/мин.

Работы по динамической балансировке (см. рис. 131, сторона А) ведут в следующем порядке.

1. Максимальную амплитуду колебаний (обозначим ее а0), замеренную при определении резонансной частоты вращения, за­ писывают как первоначальную («пуск без груза»).

2. В зависимости от величины максимальной амплитуды во время пуска без груза выбирают пробный груз; ориентировочно его величину принимают Р = ІОао г для стороны, с которой на­ чинается балансировка (а0— количество делений амплитудомера), и Р = 5ßo г для второй, последующей балансировочной сто­ роны. При этом не исключается необходимость корректировать величину пробного груза. Это может оказаться особенно нужным, если при последовательном перемещении пробного груза в каж­ дой из восьми точек величины амплитуд колебаний получаются большими, чем при пуске без пробного груза, и если при макси­ мальных амплитудах становится невозможно следить за разма­ хом стрелки индикатора. В таких случаях пробный груз следует уменьшить.

3.Укрепив груз весом Р в точке разметки 1 (см. рис. 130,6), запускают станок и записывают максимальную амплитуду коле­ баний головки; крепить груз надо всегда на одном и том же рас­ стоянии от центра.

4.Грузом Р обходят все восемь точек разметки.

5.На миллиметровой бумаге строят кривую (см. рис; 130, а), для чего по ординатам откладывают максимальные амплитуды колебаний опоры, а на абсциссе — развертку окружности разме­ щения балансировочных грузов.

Построив кривую, наносят среднюю линию ординат; по разме­ ру ас, равному величине амплитуды первоначальной неуравнове­ шенности («пуск без груза»), устанавливают начало координат; точки перегиба кривой Ь и d должны отстоять друг от друга по

окружности на 180°. Для проверки служит окружность (см. рис. 130, б), разделенная на восемь равных частей; деления ок­ ружности, соответствующие точкам 3 и 7 кривой, должны распо­ ложиться на этой окружности диаметрально противопо­ ложно.

Из кривой видно, что наибольшее уменьшение амплитуды ко­ лебания балансировочной опоры происходит тогда, когда проб­ ный груз Р укреплен в точке 3. В этом случае амплитуда перво­ начальной неуравновешенности ас уменьшается на величину ab и становится равной величине Ьс. Таким образом, ясно, что в дан­ ном случае балансировочный груз должен быть укреплен в точ­ ке 3. Так как амплитуда колебаний практически прямо пропор­ циональна величине груза, то для снижения амплитуды колеба­ ний до нуля уравновешивающий груз должен быть больше проб­

ного груза Р в отношении ас : ab, т. е. в точке 3 необходимо ук­ репить груз массой

где Лтах и Лпип — максимальная и минимальная амплитуды ко­ лебаний головки балансировочного станка при резонансной частоте вращения.

6. Укрепив груз-Q в делении 3 и получив удовлетворительные результаты, приступают к балансировке другого конца ротора (сторона Б); у балансировочной опоры стороны А болты 1 я 2 (см. рис. 129, а) зажимают, а у стороны Б (см. рис. 131) — осво­ бождают. Определение уравновешивающего груза Qi производит­ ся так же как и груза Q. Если груз Qi укрепить в соответствую­ щей точке на роторе (точка укрепления груза Qi определяется из графика, построенного для этой стороны), то неуравновешен­ ность со стороны Б будет устранена и ротор при закрепленной опоре А будет в равновесии.

Практика и теоретическое рассмотрение процесса динамиче­ ской балансировки показывают, что, если после балансировки той или другой стороны разогнать ротор при обоих освобожден­ ных подшипниках, ротор снова обнаружит признаки неуравнове­ шенности, в виде вибрации подшипников. Это объясняется тем, что уравновешивающий груз Qj, подвешенный со стороны под­ шипника Б, не только уравновешивает силы, действующие на подшипник Б, но и нарушает равновесие ранее уравновешенного конца А. Поэтому для уравновешивания первой стороны рото­ ра А снова необходимо введение какого-то дополнительного груза У, который мог бы компенсировать действие груза Qi на подшипник А.

Установку этого груза на стороне А следует выполнить диа­ метрально противоположно грузу Qi. В свою очередь, добавоч­ ный груз У будет влиять на подшипник Б и, следовательно, к грузу Qi надо будет добавить дополнительный груз, заменив груз Qi грузом X, который уравновесил бы полностью сторону А.

Величины грузов У я X определяют из следующих соображе­ ний. Обозначив центробежные силы от грузов У, Qі и X соответ­

228

Из уравнения статики имеем

Для уравновешивания ротора при обоих освобожденных под­ шипниках необходимо, чтобы равнодействующая центробежных сил добавочного груза У и скорректированного груза X была равна по величине и прямопротивоположна по направлению силе Uб и приложена к подшипнику Б и чтобы действие центробеж­ ных сил от грузов У и X на подшипник А равнялась нулю.

При таком условии имеем

их следует сложить геометрически и полученный равнодействую­ щий груз Z укрепить на роторе.

Результаты балансировки проверяют, установив грузы X, Q щУ (или X и Z) при обоих освобожденных подшипниках. Извест­ но, что отбалансировать ротор таким образом, чтобы амплитуды колебания опор равнялись нулю, невозможно. Достигаемая точ­ ность ограничивается точностью всей установки, измерений и ря­ дом других причин. Поэтому обычно добиваются минимально достижимой амплитуды, величина которой устанавливается прак­ тически для каждого из типов балансируемых роторов.

229