ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.04.2024
Просмотров: 316
Скачиваний: 5
ряда преобразований получим также уравнение частот совмест ных кососимметричных колебаний системы (рис. 2)
ctga = cthtx |
6- |
|
+ — - |
V |
(20) |
3 |
mK 62 u)2 |
со2 |
|
' |
|
|
|
|
со* |
|
|
Обозначив |
|
|
|
|
|
(Of = тк62 |
|
|
|
|
|
и имея в виду, что |
|
|
|
|
|
|
/2 |
|
|
|
|
2(bt+6p)Jnp |
|
|
|
|
|
получим |
|
|
|
|
|
a* = 3mK6Kco2 = _ _ « |
|
|
|||
|
|
|
° 2 |
|
|
|
(6, + |
|
6р )/* |
|
|
где 0)2 и о)4 — соответственно |
частоты угловых |
(кососиммет |
|||
ричных) колебаний ротора и корпуса. |
|
||||
Уравнение (20) окончательно примет вид |
|
|
|||
ctga — cth a _ |
4 |
|
J* |
|
|
a 4 . |
|
|
|
||
2a |
a* |
' |
|
|
K ' |
или при б к = О |
|
|
|
|
|
со4—[(1 + У*)со22 |
+ со2] со2 |
|
+ CO2,^ = |
Q. |
(22) |
Вычисления, выполненные для рассматриваемых турбома шин, показывают, что наибольшее влияние на собственные частоты системы ротор — опоры ротора — корпус — опоры БУ оказывает изменение податливостей опор ротора бі и опор ба лансировочного устройства бг.
Полученные результаты использованы при разработке опор балансировочного устройства для уравновешивания роторов малогабаритных высокоскоростных турбомашин на рабочих оборотах в собственном корпусе. Метод балансировки основан на приведении нагрузки от неуравновешенности к двум систе
мам |
сил — симметричным и кососимметричным, |
каждая |
из |
|||
которых лежит |
в своей плоскости [3]. Определение |
положения |
||||
этих плоскостей |
осуществляется |
на балансировочном |
стенде |
|||
с применением |
упруго-податливых |
или жестких опор. |
Регист |
|||
рация |
величин |
и фаз динамических опорных |
реакций |
от |
||
неуравновешенности |
производится |
тензометрическими 2 |
или |
|||||||
пьезоэлектрическими 3 датчиками (рис. 3). |
|
|
|
|
||||||
Анализ |
частотных |
характеристик |
(рис. 4) |
при |
изменении |
бі |
||||
и бг (бк = |
0) |
показывает, что |
применение |
жестких опор |
БУ |
|||||
устраняет |
резонансные |
явления, |
связанные |
с частотами |
соС2 и |
|||||
соВ2. Изменение податливости опор |
ротора |
[увеличение |
или |
|||||||
уменьшение |
жесткости |
распорной |
пружины 4 |
подшипника |
||||||
Рис. 3. Опоры балансировочного устройства:
/— упругие элементы; 2 — тензодатчики; 3 — пьезодатчики
(см. рис. 1), а именно |
при значениях бі ^= 1 - Ю - 1 0 м/н] |
позволя |
ет снизить частоты соеі |
и ык\ ниже области рабочих |
скоростей |
ротора. |
|
|
При изменении жесткости упруго-податливых опор БУ мож но добиться хороших результатов в отстройке системы от неже лательных резонансных режимов путем одновременного изменения податливостей опор ротора и опор БУ. При этом необходимо учитывать динамический диапазон изменения деформации g чувствительных элементов датчиков опор, равный ±0,01 % < I < ±0,11 %. Величина деформации ограничена, с одной стороны, разрешающей способностью датчика и усили-
теля, а с другой стороны — механическими свойствами упругого
элемента |
1 (рис. 3). Например, изменяя |
в широких |
пределах 62 |
с учетом |
диапазона деформации упругих |
элементов |
опор БУ и |
выбирая 61 = 1-10—10 мін с учетом оптимальных условий работы распорной пружины, получим частотные характеристики систе мы (рис. 4). Из анализа этих характеристик следует, что при значениях 62 от 1 0 - К Н до 2 0 - Ю - 8 м/н область рабочих скоро стей ротора свободна от резонансов.
Как показывают расчеты, изменение податливости самого ротора, влияющее на собственные частоты, на турбомашине
А000\
3000і
то
woo
|
|
|
|
tt-Ю''м/н 35 |
|
|
|
50пЮ3о5/мин |
|
Рис. 4. Зависимость собственных час |
Рис. |
5. |
Частотные |
характеристики |
|||||
тот |
системы от б] (при б 2 = |
const) |
вибрационного состояния турбома |
||||||
|
и 62 |
(при 61 = const): |
|
|
|
шины: |
|||
и иС2 |
собственные частоты |
симмет- |
кривые |
/ |
и 2 — |
на |
упруго - податливых |
||
|
|
|
опорах |
БУ; |
кривые |
3 и |
4 — на жестких |
||
ричных колебаний; <а к 1 и <<В„^в к 2 — собствен |
|
|
опорах |
БУ |
|||||
ные |
частоты |
|
кососимметричных |
колеба- |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
||||
ний
практически трудно осуществимо. Изменение отношения массы ротора к массе корпуса также следует признать нецелесообраз ным, поскольку влияние этого параметра на собственные частоты системы незначительно.
Результаты |
проведенных исследований |
хорошо |
согласуются |
|||||||
с экспериментальными данными. На |
рис. 5 приведена |
зависи |
||||||||
мость виброперегрузки К на корпусе |
малогабаритной |
турбо |
||||||||
машины |
от |
числа |
оборотов |
ротора. |
Кривая 2 |
соответствует |
||||
балансировке |
на упруго-податливых |
опорах БУ |
с |
тензодатчи |
||||||
ками (резонанс |
на |
скорости |
/ г ~ 4 7 , 5 - 1 0 3 |
об/мин). |
|
Кривая 4 |
||||
получена |
после уравновешивания в жестких |
опорах |
БУ с пьезо- |
|||||||
датчиками (резонанс при скорости « = 51,0• 103 об/мин). |
Вели |
|||||||||
чина виброперегрузки, пропорциональная амплитуде колебаний
корпуса, |
после уравновешивания |
на балансировочном |
стенде |
|
в |
режиме |
рабочей скорости (при tig = 35000 об/мин, кривые 2 и |
||
4) |
оказалась ниже по сравнению |
с уравновешиванием |
по се- |
|
рийной технологии на низкооборотном балансировочном станке (при Пб = 2500 об/мин, кривые 1 и 3). Интенсивность колебаний устанавливалась в долях земного ускорения по формуле
где К — виброперегрузка, т. е. величина ускорения корпуса турбомашины;
п— число оборотов ротора турбомашины;
у— амплитуда колебаний точки крепления датчика в см.
Выводы
1.Предлагаемый упрощенный метод исследования связан ных колебаний системы «турбомашина в опорах БУ» позволяет сравнительно легко оценить ее собственные частоты.
2.Рассмотрение балансировочных схем с помощью полу ченных формул дает возможность определить конструктивные параметры системы, удовлетворяющие всему диапазону скоро стей уравновешивания.
3.Балансировка на повышенных скоростях вращения по казала, что вибрационное состояние малогабаритных турбо машин значительно улучшается.
4.Проведенный анализ показывает, что исследование
совместных |
колебаний системы |
ротор — опоры |
ротора — |
кор |
|
пус — опоры |
БУ, в особенности |
ее резонансного |
состояния, |
для |
|
каждого конкретного |
типа роторов должно быть составной |
||||
частью выбора метода |
уравновешивания. |
|
|
||
ЛИ Т Е Р А Т У РА
1.Левит М. Е., Ройзман В. П. Вибрация и уравновешивание роторов авиадвигателей. М., Машгиз, 1970.
2. Изгибные |
колебаний деталей |
газотурбинных авиадвигателей. Под ред. |
||
Г. С. Скубачевского. Труды МАИ. Вып. 100. |
М., Оборонгиз, 1959. |
|||
3. Теория и конструкция балансировочных машин. Под ред. В. А. Щепе |
||||
тильникова. М., Машгиз, |
1963. |
|
|
|
Е. А. ПАНФИЛОВ, |
Ю. А. |
САМСАЕВ, |
Ю. В. |
ТРУНАЕВ |
УПРУГИЕ СВОЙСТВА ВЫСОКОСКОРОСТНЫХ СОВМЕЩЕННЫХ ОПОР РОТОРА ТУРБОМАШИНЫ
ИВЫБОР МЕТОДА ЕГО БАЛАНСИРОВКИ
Внастоящее время для обеспечения высоких скоростей, точности и достаточной долговечности все большее применение находят так называемые совмещенные опоры, представляющие
238
собой узел подшипников, стандартные элементы кото рых несколько изменены и «совмещены» с отдельными деталями машины [1].
Упругие свойства совме щенных опор, их влияние на критические скорости ротора и выбор метода его балансировки еще изучены недостаточно, что сдержи вает создание более совер шенных конструкций. В предлагаемой работе рас сматриваются вопросы оп ределения упругих характе ристик совмещенных опор и показывается их влияние на критические скорости рото ра и выбор метода его ба лансировки.
Уравнения упруго-стати ческого равновесия подшип ника совмещенной опоры можно представить в виде
Рис. 1. Деформация в местах контакта элементов шарикоподшипника совме щенной опоры под действием осевой, радиальной и моментной нагрузок
р _ |
|
\Г< |
(Вп-Гт?'2 |
|
Вх |
|
|
|
__ |
л З / 2 |
• |
Вп |
' |
|
|
і |
А3'2 |
' |
Вп |
|
|
|
__ |
|
|||
Р.. |
- |
|
{Вп-гт?12 |
|
Вуп |
(1) |
|
|
|
|
|||
|
|
л = 1 |
|
|
|
|
|
|
х: |
(Bn-rmf2 |
|
|
|
|
|
і |
|
Вхп |
{RH—rH)s\nyn, |
|
|
|
|
д З / 2 |
|
в„ |
|
|
|
|
|
|
|
где Вп
Вхп
Вуп
Вхп '•
|
|
п=1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
= У В2хп |
+ В2п |
+ В2т |
—радиус-вектор |
|
центра |
кри |
||||
визны |
желоба |
внутреннего |
кольца (вала), |
начало |
ко |
|||||
торого |
находится |
в точке |
постоянной |
устойчивости |
||||||
Он, |
а конец •— в пространственной точке |
СГ, изменяю |
||||||||
щей свое положение при деформации |
(рис. 1); |
|
||||||||
rm |
sin в0 + |
х0 |
+ |
(Re + re )cos в0 sin ф0 |
sin уп |
— проек- |
||||
ция вектора Вп |
на ось X; |
|
|
|
|
|
||||
r m cos6 0 sinY n |
+ |
г/о— (Re+re) |
cos B0 (l—cos cp0)sin уп — |
|||||||
проекция вектора Вп на ось У; |
|
|
|
|
||||||
rm |
cos Во cos уп |
— проекция вектора Вп |
на ось _; |
|
||||||
