книги / Современные методы и средства балансировки машин и приборов

мени частоты самоходного вращения балансируемого ротора; необ­ ходимости дистанционного измерения параметров дисбаланса, вы­ званной требованиями техники безопасности; неудобств устранения дисбалансов в плоскостях коррекции ротора.

Дополнительные трудности вносит единичный и мелкосерийный характер производства турбохолодильников с совмещенными опо­ рами, требующий включения в измерительные схемы цепей условной балансировки, которые позволяют настраивать станок (комплект) без применения тарировочных роторов.

Рассмотрим вопрос, связанный с выбором способов и средств балансировки конкретного типа турбохолодильника.

Результаты сравнительных испытаний роторов, сбалансирован­ ных различными методами, показали, что точность балансировки ротора в корпусе получается в 5—12 раз выше, чем при баланси­ ровке его вне корпуса с последующей прецизионной сборкой по ри­ скам. Поэтому считаем, что балансировку ротора турбохолодиль­ ника необходимо выполнять в сборе. После балансировки изделия на обычных станках с соответствующей технологической оснасткой проводят его обкатку в течение 30 ч.

Дальнейшего повышения качества балансировки достигают за счет более точной повторной балансировки на частотах, близких к рабо­

Следовательно, ротор считаем жестким и балансировку на рабочей

При балансировке изделия в сборе, как правило, приходится предварительно рассчитывать ожидаемые частоты колебаний, экспе­ риментально определять их спектр и по полученным результатам находить основные причины его вибрации. Поэтому после выбора способа балансировки ротора рассчитываем спектр вибрации турбо­

сравнения теоретического и экспериментального спектров находим основные причины вибрации изделия. Известно, что наиболее интен­ сивные колебания ротора, а также турбохолодильника в целом зависят от степени его неуравновешенности. Оценим удельный вес виброускорений, обусловленных неуравновешенностью ротора, в об­ щем спектре вибраций изделия. Используя аппаратуру для опре­ деления законов распределения, выясним характер вибрации. Если закон распределения содержит характерные «горбы», то можно су­ дить о том, что большая часть энергии приходится на детерминиро­ ванную часть сигнала дисбаланса. Эти «горбы» явно выражены в том случае, если энергия детерминированной части превышает 40—51 % полной энергии процесса. При этом закон распределения вибросиг­ нала получается сверткой двух законов: нормального (Гауссова) закона распределения случайного процесса Ру (1) и закона распре-

деления синусоиды Р2 (D) [идеального сигнала дисбаланса D (f)]. Общее выражение для плотности вероятностей сигнала s (t) будет

Г {«■» № ] I r r n * } i D .

Здесь а2 — дисперсия (средняя мощность сигнала-флуктуации); амплитуда синусоидального сигнала дисбаланса принята равной единице, этого всегда можно добиться изменением масштаба.

Обработка экспериментальных данных позволила установить, что в общей энергии колебаний турбохолодильника только 15— 18,5 % приходится на детерминированное слагаемое. Среднее ква­ дратическое значение вибрации от дисбаланса oD составляет 7—

Оценим требуемое значение добротности Q фильтра измеритель­ ного устройства балансировочного станка или комплекта. Исходя из 10 %-ной точности измерения значения дисбаланса, получим

ВЫх/О'О ВЫХ= 0,1.

Если G£DJ GDDK— 4 и при вибрации от дисбаланса aDпых = QaDвх, то Q = 40а2 вых/а2 „х.

Для наиболее сложного случая, когда вторая гармоника на вы­ ходе составляет примерно 2aZnx/3, получим Q « 27.

Для случайной помехи, действующей вне полосы пропускания фильтра, значение Q = 27 является предельным значением.

Если случайная помеха сосредоточена только в пределах задан­ ной (ограниченной) полосы фильтра, то будем считать ее белым шумом. Спектральная плотность белого шума в полосе резонансной частоты /о фильтра

Ад = <Т| вXI1f 0*

Применив формулу Мак-Лэна и приведенные выше формулы для подсчета Q, найдем максимальное значение требуемой доброт­ ности Qniax = 628. Для активного фильтра рекомендуют Qnmx < 120; выберем Q = 100.

Так как при повторной балансировке используется самоходное вращение изделия с нестабильностью Д£2 ^ 2 %, то при выбранной добротности фильтры с фиксированной настройкой будут вносить значительные погрешности в определение параметров дисбаланса. Поэтому для измерительного устройства выберем следящий фильтр, например, предложенный в работе [23].

БАЛАНСИРОВКА ГИБКИХ РОТОРНЫХ СИСТЕМ

4.1. БАЛАНСИРОВКА РОТОРНЫХ СИСТЕМ ТУРБОМАШИН

(М. Е. Левит)

Рассматривая прогресс в развитии машиностроения последних лет, нельзя не отметить его зависимости от совершенствования ме­ тодов балансировки роторных систем. Однако темпы развития кон­ струкций турбомашин с упругодеформируемыми и гибкими много­ массовыми и несимметричными роторами, податливыми опорами и корпусами опережают развитие балансировочной техники.

Конструкции таких машин широко применяются в двигате­ лях летательных аппаратов, крупном турбоагрегатостроении, газо­ турбинных и паровых установках, используемых в морском, речном и железнодорожном транспорте, а также при перекачке газа и нефти.

Проблема динамики этих машин, связанная с возникновением и устранением опасных резонансных состояний в зоне эксплуатацион­ ных частот вращения, может быть успешно решена лишь при ком­ плексном рассмотрении взаимодействия всех элементов системы.

Эффективное снижение виброактивности изделий достигается пу­ тем применения системного анализа, включающего анализ следу­ ющих подсистем: схемы турбомашины с ее конструктивными осо­ бенностями, технологического процесса изготовления деталей, сборки узлов, балансировки роторов, общей сборки машины. Каждая из под­ систем с помощью параметрической идентификации оптимизируется для обеспечения динамических свойств системы в целом.

Важным вопросом является оценка вибросостояния, уравнове­ шивания и проектирования технологии балансировки роторов.

Конструкции современных составных гибких роторных систем (рис. 4.1) широко распространены в двигателях летательных аппа­ ратов, крупном турбоагрегатостроении, газотурбинных и паровых установках, используемых в морском, речном и железнодорожном транспорте. Для миоговальных и^многоопорных машин проблема динамики, связанная с возникновением и устранением опасных ре­ зонансных состояний в зоне эксплуатационных частот вращения ввиду некачественной балансировки ^роторов, приобрела особую актуальность.

Если в прошлом роторы указанных машин имели сравнительно жесткие опоры и массивные фундаменты, что позволяло с достаточ­ ной точностью рассчитывать критические частоты и отстраиваться от них, а также вести балансировку в двух произвольных плоско-

Рис. 4.1 Схема турбомашины с роторами составной конструкции

стях коррекции, то приблизительно с конца 50-х годов нашего сто­ летия картина резко изменилась и осложнилась.

Сложность, в частности, заключается и в том, что для проекти­ руемых машНн, не имеющих изученных аналогов, чрезвычайно трудно лишь по чертежу определить количественные характеристики масс, жесткостей, демпфирования, так как каждый из элементов конструкции является одновременно и массой, и жесткостью, и возбудителем, и гасителем колебаний, а допущение о недеформируемости роторов уже не оправдывается, и это требует принци­ пиально иных средств и методов балансировки и исследования дина­ мики [17].

Как показали история и опыт создания турбомашин, одним из эф­ фективных методов борьбы с опасными резонансными состояниями является балансировка роторов методами, учитывающими их гиб­ кость, в работе. При этом исходят из конструктивно-технологиче­ ских особенностей роторной системы. Такая балансировка в отличие от балансировки жестких роторов имеет более широкие возмож­ ности и цели и должна приводить к снижению не только вибраций опор и корпусов, но и деформаций, напряжений, изгибающих мо­ ментов для обеспечения прочности вала и связанных с ним узлов машины. Таким образом, результатом балансировки в том смысле, который мы теперь вкладываем в это слово, должно быть улучшение общего динамического состояния машины.

Такой подход представляется логичным, если принять, что для улучшения общего вибрационного состояния машины путем балан­ сировки ее роторов нужно исходить из нахождения начального дисбаланса. Но сам дисбаланс нельзя измерить. Его вычисляют по другим величинам, связанным с ним математическими операто­ рами, и по результатам натурных испытаний машин на частотах, при которых проявляется гибкость ротора. Установлено, что одно­ временно с дисбалансами могут быть определены и упругоинерцион­ ные характеристики гибкой роторной системы, приведенные к избран­ ной расчетной схеме. Знание характеристик само по себе важно для повышения эффективности расчетных схем ряда методов балан­ сировки.

Состояние вопроса. В большинстве случаев работающая турбо­ машина генерирует вибрацию с частотой вращения ротора и ампли-

тудой, в основном зависящей от его дисбаланса. Устранение дисба­ ланса или сведение его к допустимому значению связано с уровнем балансировочной техники.

В течение последних 25 лет наметилась тенденция к снижению жесткости роторов турбомашин (рис. 4.2).

Указанная тенденция, вероятно, будет продолжаться и далее, а это потребует применения более совершенных методов баланси­ ровки роторов.

В нашей промышленности выпускается приблизительно жестких роторов — 10 %, гибких — 30 % и упругодеформируемых — 60 %. Если с методикой балансировки жестких роторов в основном можно согласиться, то по поводу методик балансировки роторов других типов этого сказать нельзя.

Для жестких роторов задача балансировки ясна. Так как ротор считается недеформируемым, то невозможно выявить распределение его дисбалансов по длине (задача не имеет однозначного решения). На балансировочном станке определяют лишь главный вектор и главный момент всех дисбалансов, т. е. их суммарное воздействие. Это воздействие устраняется установкой корректирующих масс в двух произвольных плоскостях коррекции.

На современном этапе развития техники с распространением упругодеформируемых и гибких роторов машин этого уже недоста­ точно. В таких роторах остаются изгибающие моменты и большие внутренние напряжения, что опасно для их прочности. Но если использовать свойство деформируемости роторов, расширяющее воз­ можности осуществления высококачественной балансировки, то удается улучшить общее динамическое состояние всей машины, включая сам ротор.

Это свойство заключается в том, что прогиб в любом сечении ротора, а следовательно, и центробежная неуравновешенная сила зависят не только от своего прогиба и дисбаланса, но и от прогиба и дисбаланса других сечений. И если знать эти прогибы или выра­ женные через них другие параметры, то задача имеет единственное решение относительно локальных дисбалансов ротора.

Существующие методы исследования динамики турбомашин и высокочастотной балансировки гибких роторов, использующие тра­ диционные принципы разложения в ряд по собственным формам изгиба, с применением пробных масс часто не ставят своей задачей выявление дисбаланса, поэтому и цель балансировки часто ограни­ чивается снижением вибраций кор­ пусов или опор, хотя при этом

Рис. 4.2. Изменение жесткости роторов по времени:

Экспериментально-расчетный метод балансировки ротора по из­ мерению реакций опор реализуется путем выбора частот вращения, на которых проявляются прогибы ротора, и для этих скоростей составляют уравнения зависимости между реакциями опор и экс­ центриситетами ротора в целях подсчета неизвестных дисбалансов;

разгона ротора до выбр'анной частоты для измерения векторов реакций опор.

Проекции векторов "подставляют в уравнения для решения от­ носительно эксцентриситетов.

Метод уравновешивания по формам колебаний вдали от крити­ ческих оборотов с применением одного пробного запуска с системой грузов, подобной измеренной упругой линии, реализуется путем измерения прогибов ротора на некоторых некритических частотах его вращения и разложения полученной кривой в ряд по формам колебаний в соответствии с векторным уравнением; укрепления на роторе системы пробных масс, повторяющих по форме исходную кривую деформаций ротора, и вновь измерения прогибов на преж­ них частотах вращения; разложения новой кривой и системы проб­ ных масс в ряд по формам колебаний ротора и подсчета по формуле уравновешивающих масс.

Метод многоплоскостной (оптимальной) балансировки ротора с произвольным распределением эксцентриситетов масс дисков приме­ няют на серийных балансировочных станках, к которым параллельно подключают аналого-вычислительное устройство (АРУ МАИ-205).

Выбор метода балансировки. Чтобы сбалансировать ротор ми­ нимальным числом корректирующих масс и выбрать оптимальный метод, необходимо вначале определить степень его гибкости. На прак­ тике не всегда можно представить распределенные системы заме­ няющими их сосредоточенными, состоящими из большого числа дискретных масс.

Вопросы отыскания ограниченного числа корректирующих масс, компенсирующих по выбранному критерию известные значения дис­ балансов и закон их распределения вдоль оси ротора, достаточно полно освещены в трудах А. А. Гусарова, В. Н. Барке, Л. Н. Кудря­ шова и других авторов.

Необходимость в добалансировке гибкого ротора соответству­ ющим числом корректирующих масс определяется не только его упругоииерционными характеристиками, но и фактическим значе­ нием и распределением дисбалансов.

По ГОСТ 19534—74 к жестким роторам относятся все роторы, у которых после балансировки в двух произвольно выбранных пло­ скостях коррекции на частоте вращения ниже первой резонансной частоты системы «ротор—опора» значения остаточных дисбалансов в плоскостях опор не превзойдут допустимых значений на эксплуата­ ционных частотах вращения.

Если за параметр динамического состояния машины принять вибрации корпусов, или прогибы роторов, или реакции опор, или относительные деформации, или напряжения, или кинетическую энергию при колебаниях машины и т. п., то критерий гибкости и