Файл: Куинджи А.А. Автоматическое уравновешивание роторов быстроходных машин.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 13.07.2024
Просмотров: 155
Скачиваний: 0
Если масса равномерно распределена по длине, то неуравно вешенность ротора вычисляется по формуле [60]:
G al-At |
/ о 7 \ |
9 = 1 ю • |
(27) |
где G — вес ротора.
Даже такой приближенный расчет для одного из роторов ГТД дал значение дисбаланса <7= 1000 гс-см (0,1 Н-м). Это го ворит о том, что неуравновешенность неравномерно остывающе го ротора очень велика. Эти расчеты подтверждаются экспери ментальными данными. При экспериментах двигатель запускал-
5 |
6 |
7 |
8 п-Ю-зоб/мин |
Рис. 38. Амплитудно-частотные характеристики тяже лого ГТД (влияние термического дисбаланса):
1, |
2—'быстрый |
выход на |
поминальные обороты после охлаж |
||
дения в течение |
1 ч; |
3 — |
|||
|
4 быстрый выход после охлаждения |
||||
в течение I ч |
с |
поворотом ротора на 180° через каждые |
|||
|
|
|
5 мин: |
—медленный выход |
ся через некоторое время после остывания. Ротор при этом де формировался и получал значительный дисбаланс, что вызывало большие забросы по амплитудам вибраций опор (рис. 38). Тер мический дисбаланс был настолько значителен, что введение до полнительного дисбаланса порядка 500 гс-см (0,05 Н-м) на одну из опор не изменило величины вибрации двигателя.
Хотя при неравномерном остывании двигателя деформируют ся и статор и ротор, влияние деформации статора практически ничтожно. Это видно из следующего. Если в остановленном дви гателе поворачивать ротор на 180° через равные промежутки времени, создавая условия равномерного охлаждения, то при повторном запуске не наблюдается забросов амплитуд вибра ций. Наибольшие забросы амплитуд на двигателях происходят через различное время охлаждения перед запуском и зависят от условий охлаждения двигателя на стоянке. Характерно, что ве личина максимальных амплитуд вибраций вследствие термиче ской неуравновешенности разная на разных двигателях даже
49
одного и того же класса. Мало того, на одном п том же двига теле наблюдается значительный разброс точек от запуска к за пуску. Практически при эксперименте невозможно поддерживать строго постоянными все факторы, влияющие на термический дис баланс. Величина амплитуд при максимальных забросах зависит от особенностей сборки и компоновки двигателя, от регламента выхода на обороты и т. д.; зависимость эта носит статистический характер.
Во время работы осевого компрессора всегда появляется осе вая сила. Эта сила воспринимается радиально-упорным шарнко-. подшипником ротора компрессора. При наличии перекоса под шипника осевая сила вызывает в роторе дисбаланс.
Для изучения влияния осевой силы на дисбаланс ротора при различных торцевых биениях внутреннего кольца подшипника была проведена балансировка экспериментального девятпступенчатого ротора компрессора с приложением к нему осевой силы различной величины [58].
Для экспериментов ротор был собран в технологических кор пусах. Передняя опора была установлена на сфере, задняя — жесткая. Ротор был отбалансирован в пределах допуска. Затем ротор вновь балансировался с приспособлением для осевого нагружения.
При экспериментах последовательно изменялась осевая сила и при каждом ее изменении замерялась величина и фаза дис баланса в роторе. Результаты замеров представлены на рис. 39. На графике показано изменение величины дисбаланса по перед ней и задней опорам компрессора в зависимости от величины при ложенной осевой силы при различном биении внутренней обоймы подшипника. На диаграммах показано изменение фазы дисбалан са при тех же условиях. Из графиков и диаграмм видно, что как величина, так и фаза дисбаланса в роторе могут значитель но меняться в зависимости от величины приложенной осевой си лы, причем зависимость эта носит статистический характер. При этом на вектор дисбаланса оказывает влияние величина торце вого биения внутреннего кольца подшипника. Как показали экс перименты, биение наружного кольца не влияет на величину дис баланса ротора.
Явления нестабильности конструкции встречаются почти во всех машинах с быстроходными роторами. Исследования дина мики паровой турбины показали, что плавный подъем нагрузки от холостого хода до номинального режима сопровождается вна чале значительным ростом амплитуды вибрации, а затем ее сни жением и стабилизацией.
Анализ характеристик, полученных на этой турбине (рис. 40), показал, что данные явления связаны с ослаблением посадки дисков на вал турбины. При увеличении расхода пара через тур бину ее ротор прогревается, причем тепловой поток распростра
50
няется от рабочих лопаток к дискам, а от них к валу. Ослабева ет плотность посадки диска, нагретого в этот период сильнее, чем
вал.
Если диск посажен с недостаточным предварительным нагре вом, между ним и валом образуется зазор, который увеличива ется с ростом разности температур. Центр тяжести диска посте пенно смещается относительно центра вращения и возникает значительный дисбаланс, складывающийся с первоначальной не-
1250кгс
750КГС'
ЮООкгс
|
|
|
|
|
|
ЮООкгс |
250кгс |
|
75ПкУР |
750КГС |
|||
|
|
|
|
|
|
500КГС |
|
500 т |
т 0кгс |
||||
|
|
|
|
|
|
1250кгс |
750кгс |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
1250кгс |
|||||
q/c-CM |
|
|
|
|
|
|
â) |
|
|
|
г) |
|
|
300 |
|
|
|
|
|
? |
Рис 39. |
Изменение величины |
|||||
|
|
|
|
------------- Т1 |
и |
фазы |
дисбалансов ротора |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
./ ■ " |
’"И |
|
девятиступенчатого |
комп |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
рессора по передней и зад |
||||||
200 |
|
|
л |
|
|
|
ней |
плоскостям в |
зависимо |
||||
|
|
|
1 |
|
|
сти |
от величины |
осевой си |
|||||
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
^ г |
|
|
|
лы |
при |
различном |
торцевом |
||||
WO |
/ |
|
|
|
|
||||||||
/ |
/ |
|
|
|
|
биении |
внутренней |
обоймы |
|||||
|
/ ^ |
'------------- Ч 1 |
|
|
|
|
|
|
подшипника: |
||||
|
|
— f |
500 |
150 |
- — |
4 |
/ — биение 0,09; 2 — биение 0,01; |
||||||
|
|
250 |
і |
|
|||||||||
|
|
|
|
Ь / |
|
а—передняя плоскость (биение |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
0,01): б—задняя плоскость (бие |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
ние 0,01); |
в |
—передняя |
плоскость |
|||
|
|
|
|
|
|
|
(биение 0,09); г—задняя пло |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
скость (биение |
0,09) |
уравновешенностью ротора. Примерно через 1,5 ч работы темпе ратуры вала и диска выравниваются, что приводит к некоторому снижению вибрации. Разборка ротора подтвердила ослабление посадки одного из дисков последних ступеней [46].
Опыт эксплуатации авиационных двигателей показывает так же, что появление большинства дефектов, приводящих к отказам двигателя, сопровождается повышением уровня его вибрации. Виброаппаратура ИВ-41, установленная на ряде двигателей АИ- 2 0 , зафиксировала рост вибраций двигателя, что является след ствием разбалансировки ротора. При наработке в 600 ч коэффи циент виброперегрузки k рос с 1,3 до 1,8 на земле и до 3,5 в по лете.
При разборке двигателя видимых разрушений и повреждений вращающихся деталей турбокомпрессора не было обнаружено.
51
Однако были выявлены повышенные остаточные дисбалансы ро торов турбины и компрессора вследствие перераспределения их масс в процессе работы.
С такого же рода явлениями сталкиваются по мере усложне
ния конструкции |
двигателей, и |
сохранение уравновешенности |
||||||||
двигателя |
в |
течение определенного |
срока |
его |
службы |
|||||
|
|
|
становится |
особенно |
акту |
|||||
|
|
|
альным. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Например, на первой мо |
|||||||
|
|
|
дели |
ТРД |
«Эвон» |
марки I |
||||
|
|
|
(фирма Роллс-Ройс) с осе |
|||||||
|
|
|
вым компрессором было за |
|||||||
|
|
|
мечено в работе возникнове |
|||||||
|
|
|
ние |
значительного |
дисба |
|||||
|
|
|
ланса |
в |
компрессоре. |
Ком |
||||
|
|
|
прессор |
этого |
двигателя по |
|||||
|
|
|
конструкции |
представляет |
||||||
|
|
|
собой барабанный составной |
|||||||
|
|
|
ротор (рис. 41). Ряд дисков |
|||||||
|
|
|
II промежуточных колец на |
|||||||
|
|
|
прессованы на вал с упором |
|||||||
|
|
|
на задний конец ротора. |
|||||||
|
|
|
Чтобы диски не смещались |
|||||||
|
|
|
под действием |
|
аэродинами |
|||||
|
|
|
ческих сил во время работы, |
|||||||
Рис. 40. Зависимость поперечной вибра |
их прижимают друг к другу |
|||||||||
ции переднего подшипника паровой тур |
усилием, |
создаваемым |
гай |
|||||||
бины от |
активной нагрузки |
кой, |
навернутой |
на перед |
||||||
|
|
|
ний конец вала |
компрессора |
||||||
|
|
|
и деформирующей при за |
|||||||
|
|
|
тяжке передний |
диск. |
|
|||||
Анализ конструкции компрессора показал, |
что |
|
деформация |
переднего диска вследствие неравномерного нагрева ротора при водила к исчезновению напряжения затяжки между дисками. Такая нестабильность конструкций и вызывала появление значи тельных дисбалансов в роторе. После устранения этого дефек та за счет увеличения толщины и конусности диска двигатель подвергался более длительным испытаниям, после которых вновь появились признаки неровной его работы. Проверка уравнове шенности показала знчительный дисбаланс компрессора, глав ным образом, в задней части ротора, который вызывался прос кальзыванием задней цапфы компрессора относительно передне го вала в работе, когда задняя цапфа подвергалась значитель ным нагружениям изгибающими и крутящими моментами п цент робежными силами. После выяснения причины возникновения дисбалансов в работе был разработан ряд мер, направленный на повышение жесткости ротора. Первой попыткой было введение в
месте соединения роторов цилиндрических призонных болтов.
52
Этим способом было достигнуто некоторое улучшение, однамг дефект полностью устранен не был. Затем удалили шлицы и вве ли конические призонные болты. Через некоторое время после введения указанных изменений вновь наблюдалась разбаланси ровка компрессора, для устранения которой потребовалось боль шое количество теоретических и экспериментальных исследова ний, которые позволили найти причину явления и метод его уст ранения.
Рис. 41. Схема соединения дисков |
Рис. 42. Диск ком |
||
в роторе компрессора Т Р Д Ролле— |
прессора |
ТРД |
|
Ройс |
«Эвой»: |
«Эвон» (радиаль |
|
I — центровочные |
пояски дисков; 2 — |
ная фиксация |
на |
валу): |
|
||
эвольвентные шлицы |
/—втулка с nnecconoil |
посадко/i
Посадка каждого диска на вал обеспечивалась трубчатой сту пицей, у одного конца которой имелись шлицы, передающие кру тящий момент с вала, а в другой конец ступицы запрессовыва лась втулка, фиксирующая диск на валу в радиальном направ лении (рис. 42). Расчет показал, что с увеличением диаметра, отверстия диска при выходе на рабочие обороты ступица дефор мировалась таким образом, что натяг втулки полностью исчезал. Это явление имело место в большинстве дисков, поэтому ротор' компрессора приобрел значительный дисбаланс. Конструкция об ладала нестабильной нелинейной жесткостью, что приводило к перераспределению масс по законам случайных величин, причем
53
проявлялась эта нестабильность и нелинейность системы в дина мике на рабочих оборотах, в то время как при уравновешивании ротора на моделированных оборотах балансировочного станка система таких свойств не проявляла.
После того как причина появления дисбаланса была выявле на, приняли ряд мер по улучшению стабильности конструкции: размеры ступицы были изменены с таким расчетом, чтобы в ди намике натяг втулки увеличивался, а в следующей модифика ции была введена более сложная форма диска и изменен способ
1 |
|
его посадки на вал. |
|
|
||||
|
Возрастающее |
количест |
||||||
|
|
во |
неполадок, |
вызванных |
||||
|
|
вибрацией в двигателях раз |
||||||
|
|
личных конструкций, побу |
||||||
|
|
дило |
руководство |
фирмы |
||||
|
|
Роллс-Ройс в 1961 г. начать |
||||||
|
|
исследование |
проблемы |
ба |
||||
|
|
лансировки |
роторов |
ГТД. |
||||
|
|
Там, где это необходимо, |
||||||
|
|
была введена новая техно |
||||||
|
|
логия. Например, первона |
||||||
|
|
чальный |
метод балансиров |
|||||
Рис. 43. Схема окончательном баланси |
ки узла |
турбины |
состоял |
|||||
ровки турбины Т Р Д |
«Эвой»: |
в снятии материала у конца |
||||||
2— |
вала, |
удаленного |
от |
колеса |
||||
/-^первоначальная схема; |
новая схема |
турбины, и на задней |
по |
|||||
|
|
верхности колеса |
последней |
|||||
|
|
ступени |
турбины |
(рис. 43). |
При высоких числах оборотов двигателя, .когда сказывается про гиб вала, применение этого метода бесполезно и вызывает появ ление изгибающих моментов, которые могут при неблагоприят ных обстоятельствах способствовать увеличению прогиба вала на критическом режиме. Примененный в настоящее время метод заключается в динамическом уравновешивании вала как отдель ного элемента, после чего проводится балансировка всего узла в плоскостях, проходящих через переднюю и заднюю поверхно сти колес турбины, т. е. в тех участках узла, из-за которых был введен дисбаланс. Таким образом, путем изменения эффектив ности балансировки при той же точности был достигнут положи тельный эффект. Это еще раз подтверждает необходимость улуч шения методов балансировки быстроходных роторов с учетом их прогибов в работе, а не введения все более жестких допусков на дисбаланс при балансировке на обычном балансировочном станке.
Кроме этих мероприятий, было прекращено широко практи ковавшееся применение втулок, переходников и были использо ваны штатные подшипники при окончательной балансировке уз лов. Как оказалось, переходники по мере их износа вносили по
54