автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Снижение виброактивности роторных агрегатов методами балансировки при непостоянстве их частоты вращения

МПС РФ

Московский государственный университет путей сообщения (МИИТ)

УДК 621.828:621.4-25

На правах рукописи

димировна

Снижение виброактивности роторных агрегатов методами балансировки при непостоянстве их частоты вращения

05.02.02- Машиноведение и детали машин

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва-1997 г.

Работа выполнена в Московском государственном университет путей сообщения (МИИТ)

Научный руководитель:

доктор технических наук, академик Академии проблем качеств профессор Самсаев Ю.А.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, академик Академии проблем качеств профессор Анисимов П.С.

кандидат технических наук, доцент Федоров И.С.

Ведущее предприятие - Научно-производственное объединет "Купол - М" г. Москва

Защита диссертации состоится июня 1997 года ъ/^ "часс

на заседании диссертационного совета К 114.05.11 в Московско государственном университете путей сообщения (МИИТ) по адрес 101475, г. Москва, А-55, ул. Образцова, д. 15, ауд

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.

Отзыв на автореферат, заверенный печатью, просим надавить г адресу совета университета.

Автореферат разосланД^" 1997 г.

Ученый секретарь /

диссертационного совета //*"* А.П. Корноухов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Надежность работы машин и приборов в значительной степени определяется долговечностью конструкций подшипниковых узлов. В подшипниковых узлах машин и приборов протекают колебательные процессы, а следовательно, возникают вибрации. Учесть влияние колебательных процессов, вибраций подшипников на точность балансировки роторов достаточно сложно, так как они зависят от большого числа факторов (скорость, нагрузка, чистота поверхности, смазка, температура, и др.). Работ по анализу вибраций подшипников качения еще недостаточно, в особенности по оценке их влияния на точность балансировки роторов.

Поэтому в данной работе решены задачи по установлению основных причин вибрации роторных агрегатов с опорами качения и балансировки неравномерно вращающихся неуравновешенных роторов на примере высокоскоростной турбомашины. Актуальность исследований в области балансировки роторов при непостоянстве частоты вращения отмечалась на ! Всероссийской научно-технической конференции "Балансировочная техника" (октябрь, 1994 г.).

Особенность решения поставленной задачи заключается в учете непостоянства частоты вращения балансируемого ротора и причины колебаний его угловой скорости.

Цель работы - разработать способы и средства балансировки неравномерно вращающихся неуравновешенных роторов агрегатов, обеспечивающие снижение их виброактивности.

В соответствии с поставленной целью работы сформулированы следующие основные задачи диссертационных исследований: выявить локализованные источники и причины колебании угловой скорости балансируемого ротора на опорах качения;

1. Получить аналитические зависимости для определения коэффициентов неравномерности вращения роторов при различных воздействиях локализованных источников колебаний угловой скорости;

2. Разработать технологию процесса балансировки роторов при переменной частоте вращения;

3. Определить допустимые дисбалансы в плоскостях коррекции ротора турбомашины.

4. Разработать средства балансировки роторов, высокоскоростных турбомашин при непостостоянстве их частоты вращения;

Методы исследования. При решении поставленных задач использованы методы теоретической механики, высшей математики и теории балансировки роторов.

Научая новизна. На основе системного подхода разработаны технические и технологические решения задачи балансировки неравномерно вращающихся неуравновешенных роторов высокоскоростных турбомашин.

Выявлены локализованные источники и причины колебаний угловой скорости балансируемого ротора на опорах качения.

Получены аналитические зависимости для определения коэффициентов неравномерности вращения роторов при различных воздействиях локализованных источников колебаний угловой скорости.

Практическая ценность. Определены основные статистические характеристики смеси сигнала дисбаланса и модулирующих помех при балансировке роторов, позволяющие выбрать необходимую эквивалентную добротность следящего фильтра измерительного устройства балансировочного станка или комплекта. Определены допустимые дисбалансы в плоскостях коррекции роторов турбомашин (турбохолодильника и турбокомпрессора).

Разработана рациональная технология балансировки роторов эыстроходных турбомашин. ... —

Внедрение результатов работы. Создана модель балансировочного <омплекта на базе БК-3 с новой схемой следящего фильтра, позво-тяющего балансировать неравномерно вращающиеся неуравновешенные роторы в широком диапазоне частот их вращения.

Результаты диссертационной работы использованы в НПО 'Купол-М" и АО "Наука".

Апробация работы. Основные результаты исследований по теме шссертационной работы докладывались:

- на заседании кафедры "Теория механизмов и машин" МИИТа;

- на семинаре отделения "Теория и практика балансировочной гехники" Академии проблем качества РФ.

Публикации. По результатам диссертационной работы онубдико-¡аны две статьи.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, [етырех глав, заключения, списка литературы, включающего 53 наименования, приложения. Основной текст изложен на ¡24 стр. гашинопненых листов, поясняется 42 рисунками и 4 таблицами, >бщий объем диссертации с приложениями составляет 132 страницы.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

13о введении обосновывается актуальность темы диссертации, да-тся краткое содержание работы.

В первой главе приведен обзор работ по исследованию вибраций оторных агрегатов с подшипниками качения. В результате анализа становлено, что любой ротор после его изготовления или ремонта :редставляет собой неуравновешенное тело из-за неоднородности

материала деталей, неточности изготовления и сборки, включая и его опоры. В случае несбалансированного жесткого ротора его опоры воспринимают постоянные по величине и направлению силы (вес ротора, сила натяжения от приводного ремня и так далее - статические силы) и неуравновешенные силы от дисбалансов ротора, постоянные по величине при постоянной его угловой скорости, но переменные по направлению и вращающиеся вместе с ротором (динамические силы).

Из анализа работ по балансировке роторов установлено, что успешные результаты по устранению дисбалансов ротора во многом определяются общим вибросостоянием машины, отсутствием второстепенных причин вибраций и условий, усугубляющих проявление неуравновешенности. Также выявлено, что балансировка роторов должна обеспечить работу их опор по первому режиму, когда динамические силы меньше статических, когда цапфа ротора изнашивается по всей окружности, а подшипник только в пределах дуги, определенной величины, зависящей от соотношения указанных сил. Поскольку основными причинами возникновения вибраций в роторных агрегатах является неуравновешенность (50%) и неудовлетворительная центровка (30%), то сделано предположение, что борьбу с вибрацией от источников силовых воздействий в роторных агрегатах следует начинать с уменьшения дисбалансов ротора методами балансировки, снижающими неуравновешенные силы, а следовательно, и виброактивность изделия.

Во второй главе установлены основные причины вибраций роторов агрегатов на опорах качения.

Основными источниками колебаний роторного агрегата являются возмущающие силы, обусловленные выполнением им служебных

функций, а также опоры качения, неуравновешенность ротора, внешние вибрации.

Основными" источниками вибрации опоры качения являются возмущающие силы, связанные с кинематикой ее подшипников, технологией их изготовления, а также с точностью изготовления деталей и формой рабочих поверхностей подшипников.

В работе приведены формулы для ориентировочного определения:

- общего уровня вибрации из-за неточности изготовления опоры;

- ожидаемых частот возмущающих сил, порождаемых подшипниками опор ротора.

По данным анализа спектрограмм подшипников качения установлено, что одним из основных источников вибрации опоры являются изгибные радиальные (нескольких форм) и осевые колебания их колец и сепараторов (1-го, 2-го и высших тонов) как гармонические, так и субгармонические.

В работе приведены формулы для определения частоты колебаний колец и сепаратора и рассмотрены частные случаи расчета критических частот роторов без учета и с учетом податливости опор качения.

При выводе формул для определения критических частот роторов с учетом податливости опор качения рассмотрены случаи свободных колебаний межопорного и консольного роторов, которые наиболее широко применяются в технике. Расчетные схемы моделей межопорного и двухконсольного роторов приведены соответственно на рис.1 и рис.2.

Применительно к модели межопорного ротора в работе получено следующее уравнение для определения частоты собственных колебаний ротора:

П = со-(2к-й))-1 (2,665« • а - 2,360с■ а2 + 3,332¿а3) (1)

где со — собсбвенная частота в невозмущенном движении;

о — амплитуда колебаний вала;

в, с, (I — коэффициенты полинома, с помощью которого вводятся функции упругих сил от перемещений вала.

Расчеты частоты собственных колебаний роторов на опорах качения с «мягкой» нелинейностью характеристик упругости, выполненных по формуле (1), показали, что в этом случае частота О зависит от ампитуды а колебаний и она существенно снижается при ее увеличении.

¿

1/2

рис. 1. Расчетная модель межопорного ротора на опорах качения

I Ж

чения.

В работе проведены исследования роторной двухконсольной системы на опорах качения с подшипникам^ типа 6-46308Л по

предложенному алгоритму расчета. Установлено, что при изменении нагрузки изменяется жесткость опор. Отсюда следует, что собственная частота колебательной системы при выполнении агрегатом своих служебных функций в этих случаях будет непостоянна. Полученные зависимости частоты свободных колебаний ротора на опорах качения от амплитуды (начальных условий) приведены на рис. 3.

В третьей главе исследоваг-гы основные причины непостоянства частоты вращения роторов и особенности их балансировки. Решение задачи учитывает три аспекта:

- локализованные источники колебаний угловой скорости балансируемого ротора;

- балансировку неравномерно вращающихся роторов на станках с механическими системами различных классов;

Чи

3 6 3 О

Я, 8 Я-Ю'Рг1

рис. 3. Частота свободных колебаний ротора на опорах качения в зависимости от начальных условий.

- влияние измерительных устройств балансированных станков и комплектов на точность балансировки неравномерно вращающихся роторов.

Наибольшее распространение (83%) в балансировочных станках получили контактные электромеханические приводы, включающие электродвигатель и ременную или торцевую передачу.

Основным источником непостоянства частоты вращения ротора является приводное устройство балансировочного станка. Поэтому в работе в начале определена неравномерность вращения приводных электродвигателей, а затем исследовано влияние ременной и торцевой передач на стабильность частоты вращения балансируемого ротора.

Коэффициент неравномерности вращения ротора приводного электродвигателя определяется по формуле:

2А

мс

О О

^а.ср-^" + !а'п1!с

-11 -

где А\— амплитуда первой гармонии от момента Мс, сил сопротивления; <УД£.р ^ 0,5(гуд тах +сол т|п)— среднее значение угловой

скорости двигателя; !я — момент инерции ротора; Ох/ — частота

возмущающего момента от сил сопротивления; К— коэффициент крутизны механической характеристики двигателя.

Коэффициенты неравномерности вращения ротора с учетом влияния ременной и торцевой передачи определялись по формулам:

<*>о • ,р , : (3) бр д = г5д + 51*п ог • tga; (4)

^Р б = ¿д +

(5)

Л/д тах^О ' ТМ

где Л'р =2.-!д/ / (А'р ■ юЛ с.р ) — коэффициент передачи возмущения через ременную передачу; 7 р =/р / А'р — механическая постоянная времени ротора; — амплитуда первой гармоники возмущающего

момента Л/ ; il,, - частота изменения возмущающего момента; а —

'I мв

угол пересечения неподвижных осей вилок универсального шарнира; /(<гъ )- коэффициент динамичности по угловой скорости; — критическое скольжение; Л/д тах — максимальный момент, развиваемый приводным электродвигателем; 7 \/ = /] / А' — электромеханическая постоянная электродвигателя; гм0 — угловая скорость магнитного поля статора.

По формуле (4) определяем коэффициент неравномерного вращения ротора, кинематически соединенного через универсальный

- 12 -

шарнир с приводным двигателем, а по формуле (5) - через двойной универсальный шарнир.

На рис. 4 показана зависимость коэффициента неравномерности вращения ротора, балансируемого на станке с торцевым приводом, от

безразмерной частоты %г .СЪСЛ + Л •

Примерно аналогичные графики характерны и для станков с ременным приводом. Из графика следует, что независимо от типа привода существуют две области частот балансировки роторов, при которых коэффициент ¿>р д достигает своих максимальных значений

(может возрастать в 2,2 раза). В этих резонансных режимах, оцениваемых коэффициентом динамичности уХсог) > нет возможности провести процесс балансировки ротора из-за больших погрешностей в определении угловых координат его дисбалансов.

о,си 0,<

рис. 4. Зависимость коэффициента неравномерности вращения ротора, балансируемого на станке с торцевым приводом, от безразмерной частоты.

- 13 -

Именно поэтому необходимо проводить разработки новых способов и средств балансировки при любых коэффиииентах неравномерности вращения балансируемых роторов.

При исследованиях механических систем балансировочных станков (МСБС) обычно ставят три задачи:

- разработка классификации и теории МСБС различных классов;

- оценка влияния каждого класса механической системы на точность балансировки роторов.

Исследователи выделяют семь классов механических систем, разделяя каждый класс на два типа. В работе приведены кинематические схемы механических систем.

Наибольшее внимание в работе уделено рассмотрению механической системы класса II А, получившей широкое применение в резонансных балансировочных станках (РБС).

Резонансные станки, обладая широким спектром достоинств, имеют один существенный недостаток - низкую производительность. В работе предложен способ балансировки роторов на данных станках, позволяющий повысить их производительность и автоматизировать балансировочный процесс. Предлагаемое техническое решение разработано в результате теоретических и экспериментальных исследований процесса колебаний маятниковой рамы резонансного балансировочного станка класса II А. Расчетная схема механической системы этого станка приведена на рис. 5.

J 1 Я I-

рис. 5. Расчетная схема механической системы резонансного балансировочного станка класса НА.

В соответствии с данной расчетной схемой получена формула для определения величины амплитуды динамической реакции в шарнире О при резонансе: Ло^о ~ ^н '0 'Оэ /'-(6)

где О3 - эквивалентная добротность механической системы станка.

Из полученной формулы следует, что амплитуда динамической реакции в шарнире при резонансе колебательной системы станка в С>3 раз больше амплитуд динамической реакции И0а> на других частотах вращения ротора. Это позволяет получить информацию о параметрах дисбаланса в плоскости коррекции ПК1, не совпадающей с осью О качания рамы, путем измерения динамической реакции Я0со0 в шарнире при резонансе колебательной системы, а информацию с параметрах дисбаланса в другой плоскости коррекции ПКП. совпадающей с шарниром О - путем измерений динамической реакции 110со в шарнире на любой другой частоте вращения ротора отличной от резонансной.

- 15 -

Таким образом, предлагаемый способ позволяет использовать всего один установленный под опорой О маятниковой рамы 1 станка силоизмерительный датчик 4 для измерения параметров дисбалансов в двух плоскостях ПК1 и ПК11 ротора без его перестановки (см. рис. 5), что снижает трудоемкость и повышает производительность балансировки роторов.

В работе доказано, что механические системы РБС класса II А почти не вносят погрешность в определение параметров дисбаланса Передаточная функция МСБС резонансного балансировочного станка, на котором роторы балансируют в режиме выбега, соответствует передаточной функции типового колебательного звена.

Новый способ балансировки роторов на РБС позволяет увеличить производительность процесса в 1,5 - 1,6 раза при простейшем измерительном устройстве станка.

Кроме того, в работе получены решения для зарезонансных балансировочных станков класса УБ и дорезонансных станков класса IБ, позволяющие определять погрешности параметров дисбаланса при непостоянстве частоты вращения ротора в установившемся режиме. При этом установлено, что влияние неравномерного вращения ротора на амплитуду колебаний механической системы незначительно (\-\jj <\ ,1°с). Более существенное влияние непостоянство частоты вращения ротора при балансировке оказывает на определение угла дисбаланса. Погрешность определения угла дисбаланса может достигать \<?1)= Т и более при индексе частотной модуляции лц >0.08.

В работе также установлено, что для балансировки роторов быстроходных машин следует использовать следящие фильтры в измерительных устройствах балансировочных станков (ИУБС) и комплектах (БК) с добротностью О3 -30.... 120

- 16 -

В четвертой главе осуществлена разработка технологии и выбор средств балансировки неравномерного вращающихся роторов быстроходных машин для снижения их виброактивности.

При этом установлено, что роторы турбомашин с совмещенными опорами необходимо балансировать в собранном изделии в двух плоскостях коррекции до Ост д„„ <0,22 г мм с последующей повторной балансировкой после 30 ч. приработки турбомашин на рабочих режимах. Повторную балансировку ротора следует производить на эксплуатационных частотах вращения или вблизи их.

Проведенные сравнительные испытания роторов, сбалансированных по предлагаемым технологиям, показали, что точность балансировки ротора в собственном корпусе получается в 5-12 раз выше, чем при балансировке его вне корпуса с последующей прецизионной сборкой по рискам.

В результате проведенных исследований по выбору средства балансировки неравномерно вращающихся роторов быстроходных машин, в работе получен расчетный спектр ожидаемых вибраций турбомашины с опорами качения, найдены основные источники ее виброактивности. Далее была разработана технология и средства балансировки быстроходных турбомашин для снижения их вибраций при непостоянстве частоты вращения ротора с использованием следящих фильтров в ИУБС и БК.

Таблица.

Расчетный спектр ожидаемых вибраций турбомашпны с опорами качения при частоте вращения ротора пр- 30000 мйнл

NN п/п Причины вибрации турбомашпны Частота вибрации ] , Гц

1. Вторичные амплитидно- модулпрованнме колебания (частота модуляции) 102

2 Вращение сепаратора, его неуравновешенность, разностенность и смещение на величину зазора плавания ¡99

3. Биения, возникающие из-за нелинейности системы "ротор-опоры качения" 390

4. Неуравновешенность вращающегося ротора 500

5 Составляющая от неуравновешенности, зависящая от величины смещения центра тяжести ротора от осп вращения 610

6. Составляющая от неуравновешенности 817

7. Овальность внутреннего кольца (вала) 1000

Первая составляющая от неуравновешенности ротора 1591

9. Удары тел качения при входе в зону нагружения и их 1790

NN п/п Причины вибрации турбомашины Частота вибрации /, Гц

разноразмерность

10. Вторая составляющая от неуравновешенности ротора 1989

11. Наличие лопаток соплового аппарата турбины 5010

12. Импульсы пропорциональные числу лопаток вентилятора (компрессора). 6000

13. Импульсы газа от наличия "теневого" сектора в сопловом аппарате турбины 13500

14. Импульсы пропорциональные числу лопаток турбинного колеса 15990

15. Волнистость и гранность тел качения 24480

16. Прочие причины 27127

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ.

1. В работе решена проблема балансировки неравномерно вращающихся роторов быстроходных изделий на примере высокоскоростной турбомашины.

2. Установлены и исследованы основные источники колебаний угловой скорости роторов при их балансировке на станках различных классов.

3. Получены аналитические зависимости для определения коэффициентов неравномерности вращения роторов при различных воздействиях локализованных источников колебаний угловой скорости.

4. Определены основные статистические характеристики смеси

сигнала дисбаланса и модулирующих помех при балансировке роторов. позволяющие выбрать необходимую эквивалентную добротность фильтра измерительного устройства балансировочного станка или комплекта.

5. Даны рекомендации по рациональной технологии балансировки роторов быстроходных турбомашин.

6. Определены допустимые дисбалансы в плоскостях коррекции роторов турбомашины (турбохолодпльнпка летательных аппаратов и турбокомпрессора тепловозных дизелей).

7. Создана модель балансировочного комплекта на базе БК-3 с новой схемой следящего фильтра, позволяющего балансировать неравномерно вращающиеся неуравновешенные роторы в широком диапазоне частот их вращения.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Дидух T.B. Балансировка роторов на резонансных балансировочных станках/Автоматизация и современные технологии (ACT); 1996-Ns 12-С.26-27.

2. Дидух T.B. Балансировка роторов на зарезонансных балансировочных станках класса ПА /Автоматизация и современные технологии (ACT); 1997-№3-С.17-19.

Снижения виброактивности роторных агрегатов методами балансировки при непостоянстве их частоты вращения.

Дидух Татьяна Владимировна.

05.02.02 — Машиноведение и детали машин

Формат бумаги 60x90x1/16 Заказ 3/S.

Подписано к печати л Объем 1^25. п.у>. Тираж 100 экз.

Типография МИИТа

101475, Москва, А-55, ул.Образцова, 15.