книги / Современные методы и средства балансировки машин и приборов

где L — длина ротора; г — текущая координата; у — прогиб; еу — проекция эксцентриситета на ось у.

Из выражения (4.1) видно, что

L

Vy — Vy (со) = ~ Jт (L — z) eÿdz;

0

L

И^ = 1М «>)=-т- l'm eyàz

о

не зависит от деформируемости ротора, т. е. они вызваны наличием лишь начального дисбаланса ротора, рассматриваемого как жесткое тело, а первые слагаемые в выражениях (4.1) вызваны прогибом ротора у. Величины Vu и Wy условно назовем жесткими состав­ ляющими реакций опор.

Аналогичные рассуждения верны и для проекций реакции опор А

иВ на плоскость X. Тогда выражения

Фл = У{Ау - У уУ- + {Ах - У х?-, )

(4.2)

Ф и = V ( B y - w yy- + ( В х - W xf J

характеризуют значения тех проекций реакций опор, которые

емых классом точности после балансировки ротора как жесткого, ротор следует балансировать как жесткий, а в противном случае — как гибкий.

Измеряя теперь реакции опор ротора на рабочей резонансной или вообще любой частоте вращения, по формулам (4.2) можно вычислить значения ФА и Фв и проверить выполнение неравенств (4.3).

Можно использовать другие признаки гибкости ротора, вытека­ ющие из характера его амплитудно-частотных характеристик, за­ висящих в определенной мере от значений и места расположения дис­ балансов. Такие исследования проведены Н. Г. Самаровым.

При анализа зависимостей реакций опор, прогиба, напряжений или амплитуд колебаний от частоты вращения следует обращать внимание на форму кривой, разложить ее на части, зависящие от со2, to4 и ц> более высоких степеней. Та часть, которая зависит от (о2, характеризует «жесткую» часть дисбаланса, т. е. такую, которая мо­ жет быть скомпенсирована балансировкой ротора как жесткого, а остальная — «гибкую», которая требует балансировки ротора с уче­ том деформируемости. Если в «гибкой» составляющей амплитудночастотной характеристике есть места, где контролируемый параметр превышает допустимое значение, ротор необходимо балансировать как гибкий, в противном случае — как жесткий.

Разделим существующие методы балансировки гибких роторов на высоко- и низкочастотные (рис. 4.3).

Методы балансировки по собственным формам колебаний (ГОСТ 22061—76) предусматривают выход на критические или близ­ кие к ним обороты и постановку распределенной или дискретной си­ стемы пробных, а затем и корректирующих масс, создающих прогиб, соответствующий форме колебаний.

Метод 1.1 (см. рис. 4.3) заключается в последовательном устра­ нении дисбалансов по собственным формам колебаний, а если за­ метно влияние высших форм, то при методе N + 2 плоскостей ротор дополнительно сбалансируется в двух плоскостях коррекции на рабочих оборотах. Метод 2 + N плоскостей предусматривает и балансировку ротора как жесткого на низких оборотах.

Предварительный расчет собственных и вынужденных форм коле­ баний (см. метод 1.4) валопровода позволяет сделать предположение о распределении дисбалансов и найти исходные коэффициенты вли­ яния. На первом этапе на ротор устанавливаются корректирующие массы, полученные по расчетным коэффициентам влияния. В про­ цессе балансировки их корректируют, что эквивалентно уменьшению числа пусков.

В настоящее время для балансировки тяжелых гибких роторов широко применяют метод динамических коэффициентов влияния, который основывается на анализе прогиба и распределения дис­ балансов по собственным формам. За условие балансировки прини­ мается минимум суммы квадратов остаточных амплитуд и их дис­ персий или равенство нулю амплитуд колебаний опор в широком ди­ апазоне частот вращения. По методу 2.1 балансировку ведут в опти­ мальных плоскостях, метод 2.2 основывается на приведенных коэффи­ циентах гибкости, а метод 2.4 предусматривает и сохранение баланси­ ровки на низких оборотах. Вместо решения системы линейных урав­ нений, описывающих метод коэффициентов влияния, в методе 2.3 предлагается выполнять расчет по шагам. При каждом шаге]подбирается корректирующая масса в одной из многих плоскостей, обеспе­ чивающей наилучший результат во всем диапазоне частот вращения.

Учет нелинейности опор при балансировке (метод 2.5) повышает точность и производительность уравновешивания.

Методы с использованием статических коэффициентов влияния не требуют знания форм колебаний и осуществляются не на критиче­ ских частотах вращения. При балансировке по методу 3.1 измеря­ ется изогнутая ось ротора, по методу 3.2 — реакции опор; на основа­ нии этих данных рассчитывают корректирующие массы. По методу 3.3 следует измерять прогиб только в одном характерном сечении. Этого достаточно для расчета положения главной центральной оси инерции. Уравновешивающие массы определяют из произведения дискретной массы ротора на расстояние между осью вращения и главной центральной осью инерции в рассматриваемом сечении.

Большое количество высокочастотных методов балансировки объясняется конструктивным разнообразием турбомашин и различ­ ными требованиями к точности балансировки их роторов.

Балансировка гибких роторов на низких частотах вращения эффективна в достаточно широком диапазоне частот вращения. Для сборных роторов, состоящих из отдельных дисков, выполняется балансировка отдельных ступеней, т. е. после монтажа каждого но­

только в плоскостях, расположенных на диске. Такая балансировка устраняет дисбалансы там, где они проявляются.

Статико-динамическая балансировка (метод 4.2) предусматривает уравновешивание в трех плоскостях, причем в средней плоскости, обычно совпадающей с центром массы ротора, устраняется лишь определенная часть статического дисбаланса.

Если известен закон распределения дисбалансов вдоль оси, собственные формы колебаний и гибкость ротора, то можно найти оптимальные две или несколько плоскостей коррекции (метод 4.3), низкочастотная балансировка в которых снижает прогибы вала на рабочих частотах вращения.

Оптимальный метод балансировки 4.4 заключается в определении на балансировочном станке статической и моментной составляющих корректирующих дисбалансов во многих плоскостях.

Выбор конкретного метода низкочастотной балансировки 4.1— 4.4 зависитЪт конструктивно-технологических особенностей роторной системы.

4.2. МЕХАНИЗАЦИЯ БАЛАНСИРОВКИ УПРУГОДЕФОРМИРУЕМЫХ РОТОРОВ

(А. А. Груздев, В. В. Тихомиров)

Большинство роторов современных турбомашин и агрегатов подач характеризуется значительной гибкостью и относится к упругодеформируемым. Для их уравновешивания применяют модифицирован­ ные низкочастотные методы и высокочастотную балансировку на стендах и в собственном корпусе. Достижение высокой точности и производительности балансировки таких роторов требует учета

многих факторов, в том числе нелинейных, действующих в системах ротор—станок или ротор—корпус.

следствием нелинейности в системе ротор—опоры (балансировочное устройство). Это приводит к тому, что уравновесить ротор с требуемой точностью за один балансировочный цикл не удается. Для повышения точности и сокращения необходимого числа циклов можно осущест­ вить тарирование станка в виде

тп — постоянные коэффициенты, которые вычисляются с помощью корреляционного анализа по результатам балансировки первой партии роторов.

Точность балансировки, особенно на дорезонансных станках, часто ограничивают маятниковые колебания ротора в радиальных зазорах подшипников. Частоты этих колебаний для симметричного ротора

ротора.

Если частоты колебаний находятся в диапазоне балансировки, то колебания с частотой ©Mi возникают при статическом дисбалансе, а ©м2 — при моментном. Поскольку монтажные зазоры в подшипни­ ках составляют 40—70 мкм, их разброс 10—20 мкм, а требуемая точность балансировки 1—2 мкм, то эффективный метод балансировки должен учитывать действительные радиальные зазоры в подшипниках каждогоротора.

Следует учитывать также три режима работы подшипников. При балансировке ротора ГТД на станке его подшипники работают по первому режиму, а в натурных условиях — по третьему, при котором подшипники обкатываются по наружной обойме. Ротор агрегата подач балансируется на высокочастотном стенде при третьем режиме, а в натурных условиях под действием радиальных и осевых нагрузок от рабочего тела могут возникать как третий, так и первый режимы работы подшипников.

При переходе ротора с первого режима работы на третий проис­ ходит резкое возрастание центробежных сил и прогиба вала вслед­ ствие смещения цапф в зазорах подшипников. Если это не учитывать при расчете корректирующих масс, то компенсация дисбалансов, выполненная при балансировке, может оказаться либо избыточной, либо недостаточной для рабочих частот вращения.

ционально массам /яг деталей, на которых расположены t-e плоскости коррекции:

где mp — масса ротора.

Главный момент разделится на несколько плоскостей с учетом масс деталей и их расстояний /г до центра масс ротора

0 М1= - ^ ъ М 0 = кщМ0. h mili

При совместной корректировке статического и моментного дис­

Однако часто задание допусков по статике и моменту и раздельная корректировка масс оказываются более выгодными, поскольку для работающего вблизи первой критической частоты вращения ротора допуск на момёнт может быть существенно большим, а корректиру­ ющие массы соответственно малыми, что существенно при дефиците снимаемого металла.

Устройство АРУ МАИ-205 выполнено в виде компактного пере­ носного блока со сменными блочками-вставками, каждый из которых настроен на ротор определенного типа. Его легко подключить к из­ мерительному пульту любого балансировочного станка; определение значения и угла дисбаланса выполняют по штатным индикаторам станка. Для настройки и тарирования аналогового вычислительного устройства используют полностью сбалансированный тарировочный ротор, на который устанавливают грузы, создающие только стати­ ческий, а затем только моментный дисбалансы. При этом настраива­ ется сменный блок «Тип ротора». В дальнейшем, при балансировке партии роторов ввод информации о дисбалансе и вывод результатов осуществляются автоматически, а вся настройка сводится только к замене блока «Тип ротора». На неразборных роторах устройство позволяет назначать до 10 плоскостей коррекции.

Различные модификации аналого-вычислительного устройства, изготовленные в МАИ, используются на машиностроительных заводах при балансировке серийной продукции.

Для иллюстрации возможностей прибора АРУ МАИ-205 приведена схема многоплоскостной балансировки ротора турбоагрегата (рис. 4.5), производимой в такой последовательности:

вал с распределенными по длине дисбалансами в трех плоскостях коррекции (рис. 4.5, а);

колесо турбины, установленное консольно на валу][Х// = 13,2 (рис. 4.5, б);

ротор в сборе с плоскостями коррекции на крыльчатке насоса LU = 8,8 (рис. 4.5, в).

Рис. 4.7. Балансировка с помощью микроЭВМ

где п — радиусы коррекции, располагаются в регистрах памяти попарно; их вычисляют для ротора каждого типа один раз.

Число плоскостей коррекции 2—9, время вычислений для каждой

плоскости 15 с.

Практическое применение на ряде предприятий разработанных в МАИ программ показало, что заметно повысилась точность балан­ сировки, практически исчезли погрешности при расчете корректи­ рующих масс, а время вычислений сократилось в 10—15 раз.

В настоящее время выпускают калькуляторы МК-64 с выводом данных на печать, которые можно непосредственно подключать к станку. Использование калькуляторов с магнитной памятью поз­ волит сохранить введенные программы и типовые данные о роторе. Схема балансировки с подключенной к стайку микроЭВМ (рис. 4.7) представляет собой подобно АРУ МАИ-205 органическую часть из­ мерительной системы.

Возможность накопления и обработки на ЭВМ данных, получае­ мых в серийном производстве, позволит периодически уточнять, а при необходимости путем корреляционного анализа и дополнять связи между многочисленными параметрами ротора, его дисбалан­ сами и вибрациями машины.

В заключение подчёркнем, что повышение качества технологи­ ческого процесса балансировки, обеспечение его высокой производи­ тельности и стабильности могут быть достигнуты в значительной мере благодаря применению аналоговых и цифровых ЭВМ.

4.3. ОСОБЕННОСТИ БАЛАНСИРОВКИ РОТОРОВ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ТУРБОАГРЕГАТОВ

(А. В. Салимой, В. М. Тараканов, В. А. Рузский)

При многоплоскостиых балансировках с применением ЭВМ часто возникают трудности. Важнейшая из них заключается в зависимости (иногда весьма существенной) степени снижения вибрации опор турбоагрегата от качества исходной информации. Под качеством здесь следует понимать степень достоверности результатов измере­ ний параметров вибрации и используемых при расчетах динамических коэффициентов влияния (КВ) корректирующих масс. Опасения, что эффект от одновременной установки нескольких масс в плоскости