книги из ГПНТБ / Куинджи А.А. Автоматическое уравновешивание роторов быстроходных машин
.pdfА. А. КУИНДЖИ
Ю. А. КОЛОСОВ
Ю. И. НАРОДИЦКАЯ
АВТОМАТИЧЕСКОЕ
УРАВНОВЕШИВАНИЕ
РОТОРОВ БЫСТРОХОДНЫХ ,
МАШИН
А. А. К УИ Н Д Ж И , Ю . А. К О Л О СО В , Ю . И . Н А РО Д И Ц К А Д
АВТОМАТИЧЕСКОЕ
УРАВНОВЕШИВАНИЕ РОТОРОВ
БЫСТРОХОДНЫХ МАШИН
Москва
«М А Ш И Н О С Т Р О Е Н И Е »
1 9 7 4
|
Гос . публичная |
|
научно - техническая |
К89 |
--------------------------библиотека СХ ОР“ “У |
УД К 629.13 : 621.438.75 : 62.253 |
ЭКЗЕМПЛЯР |
/7/ -' |
ЧИТАЛЬНОГО 3 A J U J |
|
|
|
¥ Р А ¥ £ |
Куинджи А. А., Колосов Ю. А., Народицкая Ю. И. Автоматическое уравновешивание рото ров быстроходных машин. М ., «Машиностроение», 1974, 152 с.
В книге рассматривается необходимость приме нения автоматической балансировки роторов бы строходных машин, описываются отдельные виды автоматической балансировки за счет изменения положения главной центральной осп инерции ро тора.
Книга будет полезна для конструкторов и про изводственников, занимающихся вопросами увели чения ресурса и надежности быстроходных машин, а также для преподавателей вузов и студентов старших курсов.
Табл. 4, ил. 107, список лит. 65 пазв.
Рецензент канд. техп. наук Огуречников А. Н.
30305_—-П6— ^іб— 74
К
038(01)— 74
(6) Издательство «Машиностроение», 1974 г.
П Р Е Д И С Л О В И Е
Современная техника требует расширения класса быстроход ных турбомашин. Роторы всех авиационных ГТД следует отне сти к классу быстроходных, т. е. таких, прогиб которых превы шает статический и должен учитываться при балансировке [30].
В связи с этим особое значение приобретает проблема устра нения вибраций, связанных с возникновением резонансных ре жимов в диапазоне рабочих оборотов.
Резонансные явления, возникающие при работе туірбомашин, нередко являются причиной поломок, а иногда и значительных аварий.
Вибрация вредно сказывается также на организме человека, воздействуя на его нервную систему.
Как правило, в условиях эксплуатации неспокойная работа турбомашины обуславливается несколькими причинами. Поэто му устранению повышенных вибраций должно предшествовать детальное обследование турбомашины с выявлением как основ ных причин вибраций, так и условий, повышающих интенсив ность их проявления.
Статистические данные убедительно показывают, что основ ным источником сил, вызывающих вибрацию турбомашины, яв ляется неуравновешенность ротора.
Пока роторы и опорные корпуса турбомашин были сравни тельно жесткими (т. е. их резонансные режимы лежали далеко за максимальными оборотами), балансировка их на низких обо ротах по двум плоскостям коррекции давала хорошие резуль таты. Тенденция к снижению веса двигателей и увеличению оборотов ротора приводит к применению в турбомашинах гиб ких роторов с податливыми опорами, а это, в свою очередь, при ближает зону критических оборотов ротора к его рабочим обо ротам. Нередки случаи, когда критические режимы находятся в диапазоне рабочих оборотов, т. е. ротор является гибким.
В 1957 г. Ф. М. Диментбергом и А. А. Гусаровым была выпу щена теоретическая работа по вопросу уравновешивания гибких роторов на жестких опорах. Эта работа, по-существу, положила
3
начало детальной разработке научно обоснованной теории дви жения гибкого неуравновешенного ротора.
Динамика роторов реальных ГТД имеет ряд особенностей Существующие методы уравновешивания базируются на допу щении линейности системы, т. е. пропорциональности амплиту ды вибрации силам, ее вызывающим, и постоянстве угла сдви га фазы между вектором силы и вектором смещения. Однако это не всегда справедливо. Линейность системы может иска жаться целым рядом факторов: непостоянством коэффициента податливости подшипниковых опор, резонансными явлениями, переменной жесткостью сложных составных роторов (т. е. не стабильностью конструкции) и т. д.
Все это не позволяет вывести аналитические зависимости между дисбалансом и амплитудой вибраций турбомашины, что затрудняет создание простого и надежного способа уравнове шивания таких роторов. Тем более, что, как показывает прак тика, даже хорошо отбалансированные роторы в процессе экс плуатации приобретают значительные дисбалансы.
Анализ результатов балансировки роторов некоторых ГТД показывает, что необходимо разрабатывать такие методы полу автоматической и автоматической балансировки, которые позво ляют уравновешивать роторы на ходу в процессе эксплуатации машины, независимо от причин, вызвавших разбалансировку.
Авторы признательны рецензенту — доценту А. Н. Огуречнпкову, сделавшему ценные замечания при просмотре рукописи.
Авторы считают своим долгом выразить благодарность за участие в проведении экспериментальных работ инженерам Г. К.. Девятову, Р. Д . Меджитову, Н. Т. Данилину, В. Я- Чинареву, Л. Н. Кудряшеву, Г. Д . Онищенко, а также благодарят т. Л . Ф. Баранову, оказавшую большую помощь при подготовке рукописи.
1.МЕТОДЫ УСТРАНЕНИЯ РЕЗОНАНСНЫХ РЕЖИМОВ
ИПОВЫШЕННЫХ ВИБРАЦИЙ ТУРБОМАШИН
ВДИАПАЗОНЕ РАБОЧИХ ОБОРОТОВ
Проблема динамической прочности вращающегося ротора тесно связана с вопросами обеспечения надежной работы его подшипников, уменьшения динамических усилий, передающих ся с цапфы ротора на подшипник и корпус.
Следует заметить также, что проблема динамической проч ности быстроходных роторов,' в том числе и балансировка их, должна решаться совместно конструкторами и технологами, но до сих пор вопросы балансировки роторов турбомашин решают ся, в основном, технологами. Вопросы эти настолько сложны, что требуют специальных исследований динамики роторов, поэтому решить их силами одних технологов невозможно.
Работы, |
в которых затрагивается проблема динамической |
прочности ротора, проводятся в двух направлениях. |
|
П е р в о е |
н а п р а в л е н и е . Разработка расчетно-экспери |
ментальных методов определения критических чисел оборотов ро тора, учитывающих различные факторы, позволяет сделать рас четы более точными. Эти методы можно использовать в про цессе проектирования машины для соответствующего выбора параметров системы с тем, чтобы избежать резонансные режи мы. Методы первого направления обладают ограниченными воз можностями, когда машина уже создана.
В т о р о е н а п р а в л е н и е . Разработка конструкторских и технологических методов устранения резонансных режимов.
Работы этого направления должны решать задачу устране ния резонасных режимов турбомашин, имеющих широкий диа пазон рабочих оборотов.
Таких методов существует несколько, и каждый из них име ет свою область применения.
1.Упругая опора с линейной характеристикой. Применяется
вгазовых и паровых турбинах, турбокомпрессорах, центрифу гах и т. д. Эти устройства сильно сдвигают критические режимы по оборотам (рис. 1) и могут освобождать от них некоторый диапазон рабочих оборотов, если он не очень велик. Линейная упругая опора применяется и с целью разгрузки высоконагру-
о
женных быстроходных подшипников. Этот эффект особенно ва-'
жен для тех роторов, у которых |
происходит разбалансировка |
во время эксплуатации. |
на. таких опорах самоцент |
В закритическом режиме ротор |
рируется [33]. Исследования работы упругой опоры показывают,, что она не может устранить резонансный режим, а только сдви гает его на более низкие обороты. Для роторов с широким диа пазоном рабочих оборотов такая опора не годится. Необходимо иметь в виду, что роторы турбомашин представляют собой мно
гомассовые системы с боль шим числом резонансных режимов. Поэтому, сдвигая один из режимов на низкие обороты, можно приблизить
|
|
|
|
|
следующий к |
зоне |
рабочих |
|||||
|
|
|
|
|
оборотов. |
такой |
|
упругой |
||||
|
|
|
|
|
|
Подбор |
|
|||||
|
|
|
|
|
втулки |
по |
жесткости |
для |
||||
|
|
|
|
|
определенной |
системы пред |
||||||
|
|
|
|
|
ставляет |
значительные труд |
||||||
|
|
|
|
|
ности. Кроме того, примене |
|||||||
Рис. 1. Амплитудно-частотная харак |
ние |
упругих |
втулок |
не |
уст |
|||||||
теристика ротора |
с упругой опорой: |
раняет полностью |
вредного |
|||||||||
/ — ротор с упругой |
втулкой; |
2 |
— ротор |
ис |
влияния |
вибраций. |
|
Умень |
||||
|
шение динамических |
нагру |
||||||||||
ходный |
|
|
|
зок |
на |
опоры |
достигается |
|||||
|
|
|
|
|
только |
на |
|
определенных |
||||
стях эти нагрузки могут |
даже |
|
скоростях, на других скоро |
|||||||||
возрастать. |
При |
использовании |
упругих втулок ротор остается неуравновешенным, поэтому на пряжения в нем II нагрузка на опоры не устраняются во всем диапазоне рабочих оборотов. В области критической скорости прогибы ротора, напряжения в нем и нагрузки на опоры резко возрастают и могут вызвать разрушение ротора или опор.
2. Демпферы П. Л. Капицы [22] с линейным (жидкостным) т нием. Как показали исследования этого демпфера, он снижает уровень вибраций объекта во всем диапазоне его оборотов. Не обходимо только иметь в виду, что демпферы с жидкостным тре нием очень чувствительны к температуре рабочей жидкости. Кроме того, при доводке таких демпферов для роторов большо го веса, подверженных перегрузкам при эволюциях машин, встре чаются трудности следующего характера: для нормальной рабо ты демпфера требуется относительно малая жесткость линейной упругой опоры; с другой стороны, при малой жесткости упругой опоры во время эволюции будет иметь место значительный экс центриситет в демпфирующем элементе, что нежелательно.
В реальных условиях в связи с тем, что колебания ротора связаны с колебаниями машины, в которую он помещен, можеі
б
потребоваться индивидуальный подбор параметров демпфера для каждого экземпляра ротора, что весьма затруднительно. Кроме того, может оказаться, что доля гашения колебаний в демпфере будет мала по сравнению с общим демпфированием в системе машины, и, следовательно, эффективность такого спо соба будет незначительной. Трудности эти в некоторых случаях успешно преодолеваются, хотя указанные свойства демпфера ог раничивают область его применения.
Исследования |
такого типа |
демпфера |
на |
одном из |
роторов |
авиационных ГТД |
в вакуумной камере М АИ |
показали, |
что ви |
||
брации системы значительно |
снизились |
при установке |
упруго |
масляного демпфера под переднюю опору, тогда как установка такого же демпфера под заднюю опору ухудшила амплитудночастотные характеристики системы «ротор — корпус». Следова тельно, установке упруго-масляного демпфера в опору должны предшествовать исследования, выявляющие особенности динами ки ротора, так как аналитическим путем невозможно учесть все факторы, влияющие на работу демпфера.
3. Демпфер с сухим (нелинейным) трением. Демпфер такой схемы [17] принципиально неприменим при двухопорной схеме вала, так как демпферная опора этого типа не может быть не сущей. Кроме того, у такого демпфера нестабильна характери стика, и он требует периодического контроля. Можно говорить только о применении таких демпферов в многоопорных роторах.
4. Использование зазоров в подшипниках для создания бескритического ротора. В. Я- Натанзон предложил использовать за зоры подшипников качения для устранения критической скоро сти ротора [33].
Как известно, частота нзгибных колебаний у ротора во взве шенном состоянии выше, чем у опертого. Для того, чтобы ротор перестал касаться хотя бы одной из опор, необходимо произве сти специальную балансировку его с тем, чтобы при достижении критической скорости он оказался во взвешенном состоянии. При этом критическая скорость не наступит, характеристика ротора перейдет с одной ветви на другую, минуя критический режим
(рис. 2).
Необходимые для этого условия для различных случаев вы водятся В. Я. Натанзоном. Он вводит понятие первого режима, т. е. такого режима, при котором ротор касается опор, и второго режима, при котором ротор всплывает. Угловая скорость, при которой происходит переход от первого режима ко второму, называется скоростью прямого перехода, а от второго режима к первому — скоростью обратного перехода. Критическая ско рость вала на двух опорах ниже, чем у свободного вала; Если добиться, чтобы скорость перехода была ниже критической для вала на опорах, то эта скорость придется на интервал второго режима, и ротор вообще не будет иметь критического режима. Натанзон показал, что скорость перехода можно менять путем
7
изменения дисбалансов, и поэтому любой ротор при наличии
зазоров |
в |
подшипниках |
можно |
отрегулировать так, чтобы он |
||||||
2А, мм |
|
|
|
стал бескритическим в рабо- |
||||||
|
|
|
|
чем |
диапазоне |
скоростей. Не |
||||
|
|
|
|
достаток этого способа осу |
||||||
|
|
|
|
ществления |
бескрнтического |
|||||
|
|
|
|
ротора заключается в том, что |
||||||
|
|
|
|
все предыдущие методы не |
||||||
|
|
|
|
действительны в случае, если |
||||||
|
|
|
|
действует сила тяжести. Это |
||||||
|
|
|
|
происходит потому, что в слу |
||||||
|
|
|
|
чае |
действия |
силы |
тяжести |
|||
|
|
|
|
отсутствует |
установившееся |
|||||
|
|
П, 00/мин |
движение |
как |
при |
режиме |
||||
|
|
|
|
свободного вала, |
так |
и |
при |
|||
Рис. 2. Амплитудно-частотная харак |
режиме |
касания. |
В |
случаях |
||||||
теристика |
|
бескрнтического |
ротора |
невесомости, малой силы тя |
||||||
|
|
Натанзона: |
|
жести, |
вертикального |
ва |
||||
/—ротор |
на |
2 |
опор |
ла — бескритический |
|
ротор |
||||
опорах; —ротор без |
принципиально осуществим. |
|||||||||
|
|
|
|
5. |
|
ротора |
путем |
изме |
||
|
|
|
|
режимов |
нения жесткости опор в процессе работы. Р. И. Исаевым был тео ретически обоснован II экспериментально проверен метод устра нения критической скорости ротора путем изменения жесткости опор в процессе работы машины. Критическая скорость ротора
зависит от условий задел |
2А,мм |
||||||
ки |
его |
концов |
и |
жестко- |
|
||
сти опор. При уменьше |
|
||||||
нии жесткости опор рото |
|
||||||
ра величина его критиче |
|
||||||
ской |
скорости |
снижает |
|
||||
ся. Р. И . Исаев ввел в си |
|
||||||
стему |
|
с упругими |
опора |
|
|||
ми устройство, позволяю |
|
||||||
щее включать и выклю |
|
||||||
чать |
упругий элемент |
на |
|
||||
ходу. При этом ротор пе |
|
||||||
реходит с «жесткой» |
ха |
|
|||||
рактеристики на «мяг |
|
||||||
кую», |
минуя резонансные |
|
|||||
режимы как «жесткой», |
|
||||||
так и «мягкой» характе |
Рис. 3. Амплитудно-частотная характеристи |
||||||
ристик |
(рис. 3). Переход |
ка ротора на опорах с переменной жестко- |
|||||
с |
«жесткой» |
характери |
стыо: |
||||
стики на «мягкую» может |
/—ротор на упругой опоре; 2- •ротор па жестких |
||||||
происходить в произволь |
|||||||
но |
выбранной |
точке, |
но |
опорах |
8