ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.04.2024
Просмотров: 315
Скачиваний: 5
всегда целое число. Минимальные частоты колебаний в случае свободно опертых и защемленных краев оболочки происходят при одной полуволне в продольном направлении (т = 1). В то же время минимальные частоты колебаний оболочки при неиз менном т зависят также от числа волн в окружном направле нии, геометрических характеристик оболочки и механических свойств ее материала.
Рис. 1. Схема ротор—оболочка:
ВД — вертикальный вибродатчик; ГД — горизонтальный вибродатчик
П=2 П=3 П=Ь
Рис. 2. Формы колебаний корпуса в окружном направ лении:
га — число волн
На рис. 2 приведены формы колебаний оболочки в окруж ном направлении, соответствующие числу волн п = 2, 3, 4, а на рис. 3 представлена качественная картина колебаний оболочки,
которая показывает зависимость |
собственной частоты |
колеба |
|
ний от числа п. |
|
|
|
Рассматривая колебания корпусов |
турбомашин, |
заметим, |
|
что они носят сложный характер |
как |
по длине корпуса, так |
и в окружном направлении, т. е. корпус ведет себя как оболочечная конструкция [1]. Многие авторы указывают на заметный максимум колебаний, который, как правило, наблюдается в се редине длины корпуса. В окружном направлении корпус колеб-
лется с разными формами, в зависимости от угловой скорости вращения ротора. В турбомашине ТВГ-300 [1] резонансные ко лебания корпуса по окружности происходят с четырьмя узло выми точками, две из которых совпадают с местами закрепле ния корпуса на фундаменте, т. е. п — 2.
Из теории колебаний оболочек известно, |
что для длинных |
|||
оболочек (длина оболочки |
много |
больше радиуса) |
минималь |
|
ные частоты колебаний |
будут |
происходить |
при |
числе волн |
в окружном |
направлении, |
|
равном |
|
|
|
|
|
|||||||||
двум |
(п = 2). |
В случае |
оболочки |
|
|
|
|
|
|||||||||
меньшей длины число волн в окруж |
|
|
|
|
|
||||||||||||
ном |
|
направлении, |
которому |
соот |
|
|
|
|
|
||||||||
ветствуют |
минимальные |
частоты |
|
|
|
|
|
||||||||||
колебаний, будет больше двух. Ес |
|
|
|
|
|
||||||||||||
ли |
крепление |
корпуса |
произведено |
|
|
|
|
|
|||||||||
в трех точках, то наиболее |
вероят |
|
|
|
|
|
|||||||||||
ной |
формой |
колебаний |
будет фор |
|
|
|
|
|
|||||||||
ма, |
соответствующая |
п — 3, хотя и |
|
|
|
|
|
||||||||||
не |
исключено |
появление |
|
других |
Рис. |
3. Зависимость |
собст |
||||||||||
форм |
колебаний, |
частоты |
которых |
венной частоты |
колебаний |
||||||||||||
могут |
оказаться |
близкими |
к |
ротор |
|
от числа |
волн |
||||||||||
ной |
частоте. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Для |
примера |
рассмотрим |
возможность |
резонанса |
реальной |
||||||||||||
системы |
(рис. 1) со следующими параметрами: |
|
|
|
|||||||||||||
|
максимальное |
рабочее |
число оборотов |
а х = 21400 об/мин |
= 357 гц |
||||||||||||
|
|
ротора |
|
|
|
режим |
|
и т |
|||||||||
|
первый |
резонансный |
балочной |
= 6970 об/мин |
—• 111 гц |
||||||||||||
|
|
системы |
ротор—корпус |
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
то же, второй |
|
|
|
|
«2 = 8120 об/мин |
= 129 гц |
||||||||
|
|
|
то же, третий |
|
|
|
|
п3 |
= 12240 об/мин |
= 202 гц |
|||||||
собственная |
частота ротора на жест |
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
ких опорах (экспериментальная) . . п'3 |
= 29800 об/мин |
= 490 |
гц |
||||||||||||
собственная |
частота |
|
ротора |
(расчет |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
ная) |
|
|
|
|
|
|
|
|
сос |
|
|
|
|
|
|
|
масса |
ротора |
|
|
|
|
|
|
G = 24 кг |
|
|
|
|||||
|
допустимая |
|
величина |
остаточного |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
дисбаланса |
|
|
|
|
|
|
q <^ 0,5 |
гсм |
|
|
|
||||
|
длина |
|
корпуса |
между |
силовыми |
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
фланцами |
|
|
|
|
|
|
/ = 5 0 0 мм |
|
|
|
|||||
|
радиус |
корпуса |
|
|
|
|
|
R= 140 мм |
|
|
|
||||||
средняя |
толщина |
корпуса |
между си |
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
ловыми фланцами |
|
|
|
|
h = 3 мм |
|
|
|
При расчете собственной частоты колебаний корпуса прини маем, в первом приближении, что он является изотропной гладкой цилиндрической оболочкой. Считаем, что колебания корпуса носят изгибный характер, а его минимальные частоты колебаний т = 1. Что касается действия на корпус газодина мических сил, то их мы не учитываем.
Так как корпус представляет собой «длинную» цилиндри ческую оболочку ( — > 2), расчет собственных частот произ-
k |
|
|
|
ведем для п = 2 по выражению |
(12.28) работы [2]: |
||
с |
yRLh ' |
я 2 |
+ 1 |
где |
|
|
|
|
D - |
™ |
; |
|
12(1—V2) |
||
Е •— модуль упругости материала; |
|||
g — ускорение свободного падения; |
|||
у •— удельная масса материала |
оболочки; |
||
v — коэффициент |
Пуассона. |
|
В |
результате расчета собственная частота |
колебаний |
обо |
||||
лочки |
соответствует -—-314 гц, |
что входит в |
диапазон |
работы |
|||
данной роторной системы. Вследствие этого можно |
ожидать |
||||||
вибрации |
при оборотах ротора, |
близких к 18 800 об/мин, |
с ам |
||||
плитудой, зависящей от метода уравновешивания |
ротора, |
||||||
величины |
и |
местоположения |
дисбаланса, |
а также |
упруго- |
||
инерционных |
свойств системы |
ротор — опоры — корпус. |
Эти |
свойства предопределяют уровень вибраций машины в большей степени, чем дисбаланс ротора.
Для |
оценки |
влияния |
жесткости |
роторов |
на амплитудно- |
|||||
частотную |
характеристику |
турбомашины и анализа |
причин |
ее |
||||||
вибраций |
были |
взяты |
два |
ротора, |
имеющие разную |
жесткость |
||||
[3]. Так, у |
одного сос = |
1643 l/сек, |
а у |
второго |
сос = |
2650 1 /сек. |
||||
Каждый |
из роторов был одинаково уравновешен и прошел |
ис |
пытание в одном и том же корпусе ГТД, имеющего рабочий диа пазон 9— 11 тыс. об/мин.
Результаты опытов, приведенные на рис. 4, показали, что при значительном изменении жесткости роторов критическая скорость (замеренная частота колебаний) системы почти не из менилась. Некоторое смещение оборотов объясняется разницей в массах ротора 2 (50 кг) и ротора / (115 кг).
Если учесть, что оболочки имеют собственные частоты колебаний, возбуждающиеся роторными частотами, то, по-ви димому, следует обратить внимание на выбор методов уравно вешивания роторов таких систем с учетом резонансных состояний и величины дисбаланса. При замере вибраций тур бомашины с установкой датчиков на корпусе учитываются его окружные и продольные колебания.
Рассматривая зависимость вибраций корпуса от неуравно вешенности ротора, следует сказать о влиянии подвески машины. Это Особенно важно для двигателей летательных ап паратов, у которых на уровень вибраций отражаются упругоинерционные свойства системы ротор — корпус—подвеска. Влия-
ниє жесткости подвески двигателя на критическую скорость системы и амплитуду вибраций исследовалось в связи с тем, что на ряде самолетов крепление двигателей жесткое. Были прове дены эксперименты для получения конкретных данных, харак теризующих влияние способа подвески.
Запись |
вибраций полноразмерного |
двигателя |
|
производилась |
|||||||||||||
при обычном |
жестком |
креплении |
на |
испытательном |
|
стенде, |
|||||||||||
а затем — с применением |
амортизации, |
в |
качестве |
которой |
|||||||||||||
служила |
обычная листовая |
резина |
толщиной |
2 мм. Она про- |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
±А,мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
±А,мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
h |
|
|
0,03 г |
|
UJC=26501/еек |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
/ |
.a |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
0,025 |
|
|
|
|
|
|
/ |
|
|
|
||
0,02 |
|
|
|
|
0,020 |
|
|
|
|
|
|
I |
/ •В |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
ч ' |
|
0,015 |
|
|
|
|
гJ |
1 |
|
|||||
001 |
|
|
|
0,010 |
|
|
|
|
|
Лг |
\ |
||||||
|
=№ 31/с |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
0,005 |
|
|
|
J |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
8 |
9 п- 103об/мин |
|
|
О |
|
|
|
8 |
|
9п-103об/мин |
||||||
о |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
Рис. 4. Влияние жесткости ро |
Рис. |
5. Влияние |
жесткости |
подвес |
|||||||||||||
тора д а |
амплитудно-частотную |
ки |
двигателя |
|
на |
|
его критическое |
||||||||||
характеристику двигателя при |
состояние и амплитуду |
вибраций: |
|||||||||||||||
возбуждении |
системы |
ротора |
а |
— |
при |
жестком |
креплении |
|
двига |
||||||||
|
ми |
/ и 2 |
|
|
теля; |
б |
— |
при |
креплении |
двигателя |
|||||||
|
|
|
|
|
через |
тонкие |
резиновые |
прокладки |
кладывалась в местах крепления кронштейна двигателя к испы тательному станку.
Результаты |
опытов, |
приведенные |
на рис. 5, показывают на |
||||||||
снижение амплитуды вибраций более |
чем на 30% и сдвиг |
кри |
|||||||||
тической |
скорости |
системы |
на |
10%. Рабочий |
диапазон |
9— |
|||||
11 тыс. |
об/мин. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
На нескольких |
примерах |
мы рассмотрели влияние |
резонан |
||||||||
са корпуса на уровень вибраций турбомашины: |
|
|
|
|
|||||||
Итак, |
если для однорежимных |
стационарных |
машин |
частот |
|||||||
ная отстройка |
статора решается не сложно, то для многорежим- |
||||||||||
нЫх ГТД летательных |
аппаратов |
эта задача |
не |
из |
легких. |
||||||
Поэтому наряду с конструктивными метбдами |
в полной |
мере |
|||||||||
должны |
быть |
использованы |
и |
технологические. |
Снижение |
||||||
амплитуды критической |
скорости |
системы может |
быть |
достиг |
нуто иногда только лишь путем качественной балансировки ро торных систем и специальной их сборки с корпусами.
В некоторых случаях по результатам измерения прогибов могут быть приняты решения о перебалансировке ротора.
Сборка ротора в системе должна осуществляться с учетом расположения их остаточных дисбалансов в зависимости от упруго-инерционных свойств корпуса.
ЛИ Т Е Р А Т У РА
1.Брановский М. А., Лисицин И. С , Сивков А. П. Исследование и уст ранение вибраций турбоагрегатов. М., изд-во «Энергия», 1969.
2.Кан С. Н. Строительная механика оболочек. М., изд-во «Машинострое ние», 1966.
3.Левит М. Е. Исследование вибраций турбореактивных двигателей. Известия вузов «Авиационная техника», 1958, № 1.
А.Н. БРАГИН
ВЛИЯНИЕ ДИСБАЛАНСА НА УСТОЙЧИВОСТЬ ВЫСОКОСКОРОСТНОГО РОТОРА НА ГАЗОСТАТИЧЕСКИХ ПОДШИПНИКАХ
Жесткий ротор, опирающийся на газостатические подшип ники, имеет две формы колебаний — цилиндрическую и кони ческую. При скоростях вращения, меньших низшей резонанс ной частоты колебаний ротора на газовом слое (синхронный резонанс), возбуждение колебаний ротора происходит в основ ном за счет сил дисбаланса. Амплитуда колебаний при переходе через резонансную частоту пропорциональна остаточной неурав новешенности [1].
На зарезонансных скоростях ротор вращается вокруг центра тяжести. Малые колебания ротора в этом случае возбуждаются при взаимодействии газового слоя с неровностями поверхности и выступающим «легким местом» цапфы. Частота малых коле
баний уменьшается от частоты вращения |
ротора |
до |
сред- |
||||
|
|
|
0) |
|
2л |
|
|
ней частоты вращения газового слоя |
|
|
|
|
|||
. |
|
|
|
|
|||
|
|
|
4л |
|
|
|
|
Неуравновешенный ротор обычно устойчиво работает на |
|||||||
дорезонансном |
режиме, |
если увеличение |
эксцентриситета |
цап |
|||
фы за счет дисбаланса не приводит |
к разрыву газового |
слоя. |
|||||
Частота синхронного резонанса является |
предельной |
частотой |
|||||
вращения для |
роторов, |
дисбаланс |
которых |
превосходит |
диа |
||
метральный зазор подшипника. |
|
|
|
|
|
||
Предельная |
частота |
вращения |
хорошо |
уравновешенного |
ротора в 2—4 раза превосходит частоту синхронного резонанса. Максимальная скорость вращения в этом случае зависит от величины возмущающих сил и основных характеристик под шипника. Чем меньше возмущения и чем выше жесткость и