книги из ГПНТБ / Куинджи А.А. Автоматическое уравновешивание роторов быстроходных машин

Если масса равномерно распределена по длине, то неуравно­ вешенность ротора вычисляется по формуле [60]:

где G — вес ротора.

Даже такой приближенный расчет для одного из роторов ГТД дал значение дисбаланса <7= 1000 гс-см (0,1 Н-м). Это го­ ворит о том, что неуравновешенность неравномерно остывающе­ го ротора очень велика. Эти расчеты подтверждаются экспери­ ментальными данными. При экспериментах двигатель запускал-

Рис. 38. Амплитудно-частотные характеристики тяже­ лого ГТД (влияние термического дисбаланса):

ся через некоторое время после остывания. Ротор при этом де­ формировался и получал значительный дисбаланс, что вызывало большие забросы по амплитудам вибраций опор (рис. 38). Тер­ мический дисбаланс был настолько значителен, что введение до­ полнительного дисбаланса порядка 500 гс-см (0,05 Н-м) на одну из опор не изменило величины вибрации двигателя.

Хотя при неравномерном остывании двигателя деформируют­ ся и статор и ротор, влияние деформации статора практически ничтожно. Это видно из следующего. Если в остановленном дви­ гателе поворачивать ротор на 180° через равные промежутки времени, создавая условия равномерного охлаждения, то при повторном запуске не наблюдается забросов амплитуд вибра­ ций. Наибольшие забросы амплитуд на двигателях происходят через различное время охлаждения перед запуском и зависят от условий охлаждения двигателя на стоянке. Характерно, что ве­ личина максимальных амплитуд вибраций вследствие термиче­ ской неуравновешенности разная на разных двигателях даже

49

одного и того же класса. Мало того, на одном п том же двига­ теле наблюдается значительный разброс точек от запуска к за­ пуску. Практически при эксперименте невозможно поддерживать строго постоянными все факторы, влияющие на термический дис­ баланс. Величина амплитуд при максимальных забросах зависит от особенностей сборки и компоновки двигателя, от регламента выхода на обороты и т. д.; зависимость эта носит статистический характер.

Во время работы осевого компрессора всегда появляется осе­ вая сила. Эта сила воспринимается радиально-упорным шарнко-. подшипником ротора компрессора. При наличии перекоса под­ шипника осевая сила вызывает в роторе дисбаланс.

Для изучения влияния осевой силы на дисбаланс ротора при различных торцевых биениях внутреннего кольца подшипника была проведена балансировка экспериментального девятпступенчатого ротора компрессора с приложением к нему осевой силы различной величины [58].

Для экспериментов ротор был собран в технологических кор­ пусах. Передняя опора была установлена на сфере, задняя — жесткая. Ротор был отбалансирован в пределах допуска. Затем ротор вновь балансировался с приспособлением для осевого нагружения.

При экспериментах последовательно изменялась осевая сила и при каждом ее изменении замерялась величина и фаза дис­ баланса в роторе. Результаты замеров представлены на рис. 39. На графике показано изменение величины дисбаланса по перед­ ней и задней опорам компрессора в зависимости от величины при­ ложенной осевой силы при различном биении внутренней обоймы подшипника. На диаграммах показано изменение фазы дисбалан­ са при тех же условиях. Из графиков и диаграмм видно, что как величина, так и фаза дисбаланса в роторе могут значитель­ но меняться в зависимости от величины приложенной осевой си­ лы, причем зависимость эта носит статистический характер. При этом на вектор дисбаланса оказывает влияние величина торце­ вого биения внутреннего кольца подшипника. Как показали экс­ перименты, биение наружного кольца не влияет на величину дис­ баланса ротора.

Явления нестабильности конструкции встречаются почти во всех машинах с быстроходными роторами. Исследования дина­ мики паровой турбины показали, что плавный подъем нагрузки от холостого хода до номинального режима сопровождается вна­ чале значительным ростом амплитуды вибрации, а затем ее сни­ жением и стабилизацией.

Анализ характеристик, полученных на этой турбине (рис. 40), показал, что данные явления связаны с ослаблением посадки дисков на вал турбины. При увеличении расхода пара через тур­ бину ее ротор прогревается, причем тепловой поток распростра­

50

няется от рабочих лопаток к дискам, а от них к валу. Ослабева­ ет плотность посадки диска, нагретого в этот период сильнее, чем

вал.

Если диск посажен с недостаточным предварительным нагре­ вом, между ним и валом образуется зазор, который увеличива­ ется с ростом разности температур. Центр тяжести диска посте­ пенно смещается относительно центра вращения и возникает значительный дисбаланс, складывающийся с первоначальной не-

1250кгс

750КГС'

ЮООкгс

уравновешенностью ротора. Примерно через 1,5 ч работы темпе­ ратуры вала и диска выравниваются, что приводит к некоторому снижению вибрации. Разборка ротора подтвердила ослабление посадки одного из дисков последних ступеней [46].

Опыт эксплуатации авиационных двигателей показывает так­ же, что появление большинства дефектов, приводящих к отказам двигателя, сопровождается повышением уровня его вибрации. Виброаппаратура ИВ-41, установленная на ряде двигателей АИ- 2 0 , зафиксировала рост вибраций двигателя, что является след­ ствием разбалансировки ротора. При наработке в 600 ч коэффи­ циент виброперегрузки k рос с 1,3 до 1,8 на земле и до 3,5 в по­ лете.

При разборке двигателя видимых разрушений и повреждений вращающихся деталей турбокомпрессора не было обнаружено.

51

Однако были выявлены повышенные остаточные дисбалансы ро­ торов турбины и компрессора вследствие перераспределения их масс в процессе работы.

С такого же рода явлениями сталкиваются по мере усложне­

переднего диска вследствие неравномерного нагрева ротора при­ водила к исчезновению напряжения затяжки между дисками. Такая нестабильность конструкций и вызывала появление значи­ тельных дисбалансов в роторе. После устранения этого дефек­ та за счет увеличения толщины и конусности диска двигатель подвергался более длительным испытаниям, после которых вновь появились признаки неровной его работы. Проверка уравнове­ шенности показала знчительный дисбаланс компрессора, глав­ ным образом, в задней части ротора, который вызывался прос­ кальзыванием задней цапфы компрессора относительно передне­ го вала в работе, когда задняя цапфа подвергалась значитель­ ным нагружениям изгибающими и крутящими моментами п цент­ робежными силами. После выяснения причины возникновения дисбалансов в работе был разработан ряд мер, направленный на повышение жесткости ротора. Первой попыткой было введение в

месте соединения роторов цилиндрических призонных болтов.

52

Этим способом было достигнуто некоторое улучшение, однамг дефект полностью устранен не был. Затем удалили шлицы и вве­ ли конические призонные болты. Через некоторое время после введения указанных изменений вновь наблюдалась разбаланси­ ровка компрессора, для устранения которой потребовалось боль­ шое количество теоретических и экспериментальных исследова­ ний, которые позволили найти причину явления и метод его уст­ ранения.

посадко/i

Посадка каждого диска на вал обеспечивалась трубчатой сту­ пицей, у одного конца которой имелись шлицы, передающие кру­ тящий момент с вала, а в другой конец ступицы запрессовыва­ лась втулка, фиксирующая диск на валу в радиальном направ­ лении (рис. 42). Расчет показал, что с увеличением диаметра, отверстия диска при выходе на рабочие обороты ступица дефор­ мировалась таким образом, что натяг втулки полностью исчезал. Это явление имело место в большинстве дисков, поэтому ротор' компрессора приобрел значительный дисбаланс. Конструкция об­ ладала нестабильной нелинейной жесткостью, что приводило к перераспределению масс по законам случайных величин, причем

53

проявлялась эта нестабильность и нелинейность системы в дина­ мике на рабочих оборотах, в то время как при уравновешивании ротора на моделированных оборотах балансировочного станка система таких свойств не проявляла.

После того как причина появления дисбаланса была выявле­ на, приняли ряд мер по улучшению стабильности конструкции: размеры ступицы были изменены с таким расчетом, чтобы в ди­ намике натяг втулки увеличивался, а в следующей модифика­ ции была введена более сложная форма диска и изменен способ

При высоких числах оборотов двигателя, .когда сказывается про­ гиб вала, применение этого метода бесполезно и вызывает появ­ ление изгибающих моментов, которые могут при неблагоприят­ ных обстоятельствах способствовать увеличению прогиба вала на критическом режиме. Примененный в настоящее время метод заключается в динамическом уравновешивании вала как отдель­ ного элемента, после чего проводится балансировка всего узла в плоскостях, проходящих через переднюю и заднюю поверхно­ сти колес турбины, т. е. в тех участках узла, из-за которых был введен дисбаланс. Таким образом, путем изменения эффектив­ ности балансировки при той же точности был достигнут положи­ тельный эффект. Это еще раз подтверждает необходимость улуч­ шения методов балансировки быстроходных роторов с учетом их прогибов в работе, а не введения все более жестких допусков на дисбаланс при балансировке на обычном балансировочном станке.

Кроме этих мероприятий, было прекращено широко практи­ ковавшееся применение втулок, переходников и были использо­ ваны штатные подшипники при окончательной балансировке уз­ лов. Как оказалось, переходники по мере их износа вносили по­

54

грешности в балансировку некоторых узлов. Одновременно была

некоторых узлов ГТД фирмы Роллс-Ройс, когда центр тяжести смещен на величину е=1 мкм от оси вращения.

Допуски на биение внутренней беговой дорожки подшипни­ ков относительно посадочной поверхности составляют 0,01 мм, поэтому необходимо проводить балансировку именно на подшип­

оо

Необходимо отметить, что во время балансировки на станке некоторых узлов наблюдается нестабильность в показаниях зна­ чений величины и угла дисбаланса при различных испытаниях. Например, достаточно небольших осевых перемещений турбин­ ных лопаток в их пазах, чтобы нарушилась первоначальная сба-

з

тробежная сила и лопатки устанавливаются в радиальном на­ правлении. Однако силы трения в корневой части лопаток пре­ пятствуют сохранению каждой лопаткой постоянного положе­ ния в течение всего периода работы, и вызываемое этим переме­

брос точек при этом значителен. В некоторых случаях примене-

56

ние смазки замков лопаток снижает разброс величин до прием­ лемых значений, в других же случаях, когда не удается получить стабильные результаты, единственным решением является урав­ новешивание по средним величинам нескольких запусков.

Другим фактором, который был замечен после введения более современных балансировочных станков с переменным направле­ нием вращения, является нестабильность показаний при измене­ нии направления вращения. Это объясняется совместным дейст­ вием инерционных и аэродинамических нагрузок, вызывающих небольшое покачивание лопаток около осей скошенных елочных замков (рис. 46), вследствие чего центры тяжести лопаток пере­ мещаются вперед или назад по отношению к плоскости, проходя­ щей через центры тяжести. Поэтому для имитирования качки ло­ паток под действием газовых сил при работе их в двигателе ре­ комендуется проводить балансировку турбины, вращая ее в. направлении, противоположном вращению двигателя.

Д И Н А М И Ч Е С К И Е Х А Р А К Т Е Р И С Т И К И РОТО РОВ ГТД КАК Р Е А Л И ЗА Ц И Я СЛ У Ч А Й Н Ы Х Ф У Н К Ц И Й

Многочисленные экспериментальные данные (полученные на ряде отечественных заводов при исследовании причин повышен­ ных вибраций двигателей), исследования некоторых зарубежных фирм, а также данные, полученные при уравновешивании рото­ ров ГТД по их реальным формам прогибов в вакуумной камере МАИ, показывают, что анализ амплитудно-частотных и прогпбных характеристик турбомашин должен производиться методами математической статистики, так как динамические характеристи­ ки реальных двигателей являются реализациями случайных функций, зависящих от многих переменных.

Опыт показывает, что полученные экспериментально упругие линии ротора даже одного и того же семейства, равно как и их амплитудно-частотные характеристики, надо рассматривать как реализации случайных функций. Они имеют большой разброс вследствие случайного характера распределения дисбалансов в роторе, что, в свою очередь, является следствием случайных сум­ марных погрешностей изготовления и .сборки машины, а также состоянием поверхностей трения, величиной зазоров и натягов в узлах, которые существенно влияют на амплитуду и частоту ре­ зонансных колебаний двигателя. Как было показано выше, боль­ шое влияние на уравновешенность ротора, а следовательно, и на динамические характеристики турбомашин оказывают эксплуа­ тационные условия, которые весьма сложны и характеризуются нестационарными процессами, что еще больше затрудняет ана­ лиз получаемых на турбомашнне динамических характеристик.

Случайную функцию, в первую очередь, характеризуют матема­ тическим ожиданием ІИ[ф(х)] и дисперсией Л[ср(х)]. Если случай­ ная функция зависит от целого ряда аргументов, то, кроме ука­

57

занных характеристик, вводят еще коэффициенты корреляции, оценивающие вероятностные связи между отдельными случайны­ ми величинами. Обычно для практических целей бывает доста­ точно этих характеристик.

Математическое ожидание случайной функции представляет собой неслучайную функцию, характеризующую среднее значе­ ние, около которого колеблются реализации случайной функции, а дисперсия показывает степень разбросанности отдельных реа­ лизаций от математического ожидания.

Для того, чтобы найти математическое ожидание или сред­ нюю функцию и дисперсию случайной функции ф(х), рассматри­

Зная п значений М[ср(х)] и П[ср(.ѵ)], можно приблизительно представить графики этих функции.

Целесообразно функцию ср(.ѵ), характеризующую прогиб ро­ тора ГТД или амплитудно-частотную характеристику его корпу­ сов, представлять в виде суммы, состоящей из детерминирован­ ной и случайной составляющих-.

58