Файл: Куинджи А.А. Автоматическое уравновешивание роторов быстроходных машин.pdf

влияние многих факторов, возникающих в процессе работы, т. е. определить коэффициенты корреляции, практически невозможно.

Итак, процесс колебаний турбомашин, а следовательно, и фун­ кции, характеризующие его, можно представлять следующим образом: на собственные свободные колебания ротора наклады­ ваются вынужденные колебания, которые являются случайными и, в свою очередь, делятся на стационарную и нестационарную части.

На оборотах, близких к критическим, формы колебаний ро­ тора близки к собственным, на оборотах, значительно отличаю­ щихся от критических, преобладают вынужденные формы коле­ баний системы, при этом на некоторых турбомашинах очень велико влияние нестационарных случайных составляющих, ис­ кажающих формы колебаний системы и амплитудно-частотные характеристики ее. Принципиально детерминированную состав­ ляющую или собственные формы колебаний реальной системы можно определить достаточно точно расчетно-эксперименталь­ ным методом, но при этом следует иметь в виду сложность такой работы и невозможность учесть нестабильность конструкции в ра­ бочих условиях.

Проанализировать суммарное влияние детерминированной и случайной составляющих можно по экспериментальным резуль­ татам, используя полученные зависимости реакций опор, ампли­ туд вибраций корпуса или ротора турбомашины от оборотов. Чтобы оценить и отделить влияние некоторых рабочих условий на нестационарную составляющую упругой линии ротора или амплитудно-частотной характеристики, необходимо сравнить ре­ зультаты экспериментов в вакуумной камере с результатами, по­

59

лученными на горячем двигателе. Для анализа таких данных необходимо воспользоваться методами математической стати­ стики. Вышеприведенные примеры показывают, что описать динамику реальных авиационных ГТД линейными уравнениями II воспользоваться этими уравнениями при уравновешивании ро­ торов для определения величины и фазы уравновешивающих грузов не всегда возможно.

В то же время использование методов математической стати­ стики хотя и не позволяет точно описать пли предсказать резуль­ тат отдельного эксперимента по измерению параметров вибрации или дисбалансов, но дает возможность по средним результатам измерений при достаточно большом числе опытов сделать опре­ деленные выводы и дать практические рекомендации по улучше­ нию эффективности балансировки ротора и снижению вибропе­ регрузок ГТД.

Ниже будет дан пример использования методов математиче­ ской статистики при анализе внбросостоянпя и разбалансировки турбомашин.

СТ А Т И СТ И Ч ЕСК И Й А Н А Л И З В И Б Р О СО СТ О Я Н И Я И Р А ЗБ А Л А Н С И Р О В К И Н ЕК О ТО РЫ Х

Т Р А Н СП О Р Т Н Ы Х Т УРБО М АШ И Н

При исследовании динамики некоторых отечественных транс­ портных турбомашин было замечено, что их роторы проявляли нестабильность конструкций на рабочих оборотах, а это, в свою очередь, отражалось на амплитудно-частотных характеристиках, а также подтверждалось значительной разбалансировкой рото­ ров после заводских испытаний. При попытке установить анали­ тическую зависимость между вибрациями корпусов этих турбо­ машин и дисбалансами роторов получили зависимость в виде поля точек; при введении более эффективного способа баланси­ ровки роторов, учитывающего их прогиб в работе, это поле сме­ стилось вниз по оси амплитуд (рис. 47). Тогда для анализа эф­ фективности уравновешивания и влияния на нее некоторых тех­ нологических и конструктивных мероприятий воспользовались методами математической статистики [30].

Используя эти методы при анализе собранных статистических данных, удалось оценить влияние некоторых конструктивных н технологических факторов на разбалансировку ротора и вибросостояние турбомашины.

Так, например, был проведен ряд конструктивных мер по повышению стабильности конструкции роторов. Основная из них — введение нового способа соединения дисков между собой.

Роторы этой транспортной турбомашины представляют собой диски с цилиндрическими поясками, которые напрессовываются друг на друга. Для сохранения стабильности конструкции ро-

Ö0

тора натяг выбирается так, чтобы под действием центробежных сил и температурных воздействий он не уменьшался. В каждой паре сочленяющихся дисков сверлятся и развертываются отвер­ стия под запрессовку штифтов, скрепляющих диски и передаю­ щих крутящий момент. Было замечено, что такого рода соеди­ нение не всегда обеспечивает достаточную стабильность конст­ рукции ротора на рабочих оборотах, и было предложено применить соединение вильчатого типа (рис. 48).

Анализ влияния такого типа соединений был проведен по ста­ тистическим данным распределения дисбаланса в роторах виль­ чатого и невильчатого типа соединений. Одновременно анализи­ ровалось влияние лопаток на распределение дисбалансов в дан­ ных роторах. Сравнивались данные, полученные на роторах виль­ чатого и невильчатого типа соединений с лопатками и без лопаток. Результаты статистической обработки представлены на рис. 49. На основании полученных результатов по данным рото­ рам можно сделать следующие выводы.

Разбалансировка роторов после заводских испытаний значи­ тельна. Среднее значение дисбаланса увеличивается до 9 раз по сравнению с исходным.

Сравнивая два типа 'Соединений вильчатый и невильчатый, можно сказать, что хотя средняя величина изменения дисбалан­ са вильчатых соединений роторов без лопаток возросла незна­ чительно, они являются более стабильными и имеют меньший разброс по величине дисбаланса.

Сравнение результатов испытания ротора с лопатками и без лопаток дает возможность сделать следующий вывод: дисбаланс ротора после заводских испытаний создается в основном не за счет лопаток, а за счет изменения дисбаланса бочки ротора как при вильчатом, так и невильчатом типе соединений ротора.

Ü1

Как было показано выше, роторы с вильчатым типом соеди­ нения дисков обеспечивают большую стабильность конструкции. Это значит, что разброс значений случайной величины около ее математического ожидания (дисперсии) при замере дисбалансов у таких роторов оказывается меньше, что, в свою очередь, умень­ шает дисбалансы, возникающие на рабочих оборотах, и вызыва­ ет снижение общего уровня вибрации двигателя.

S

q, гс-см

Результаты анализа статистических данных по максимальным амплитудам вибраций двигателей с роторами различного типа соединений дисков также подтверждают эти положения.

Анализировались статистические данные двух газотурбинных двигателей, один из которых имел роторы с вильчатым типом соединения дисков, а другой — с невильчатым.

На рис. 50 представлены результаты обработки статистиче­ ских данных по максимальным амплитудам вибраций ГТД на всех испытаниях.

На рис. 51 аналогичные данные, но обработанные по конт­ рольным испытаниям.

Кроме того, анализировались данные вибрации корпусов турбины этих двух двигателей. Результаты представлены на рис. 52.

Анализ всех этих графиков выявляет тенденцию к снижению общего уровня вибраций ГТД с роторами вильчатого типа соеди­ нения дисков.

62

Это значит, что более стабильные по конструкции роторы в меньшей степени разбалансируются на рабочих оборотах и, сле­ довательно, уровень колебаний всей машины, возбуждаемой та­

кими роторами, значительно ниже.

Стабильность конструкции, а следовательно, разбалансиров­ ка роторов и вибрации корпусов зависят не только от конструк­ тивных факторов, но и от технологических. Применение стати­ стических методов анализа вибросостояния двигателя от техно-

логических факторов можно проиллюстрировать на следующем примере. Качество штифтовки роторов является одним из нема­ ловажных факторов, влияющих на вибрацию ГТД. На вышеопи­ санных транспортных турбомашпнах было улучшено качество штифтовки роторов: были изменены натяги, улучшено качество обработки поверхности и т. д.

В результате этого средний уровень вибрации двигателя сни­ зился, что видно из графика на рис. 53. Эти примеры подтверж­ дают, что разбалансировка в рабочих условиях в той или иной степени наблюдается в роторах любой конструкции, однако осо­ бенно заметна она у составных роторов со штифтовым и болто­ вым и другими видами соединений дисков между собой.

Дисбаланс у некоторых роторов после определенной наработ­ ки нередко превышает допустимые нормы, что влечет за собой рост виброперегрузок на машине, снижение ее ресурса и т. д.

63