РАЗДЕЛ 2
УПРОЩЕННЫЕ МЕТОДЫ ОЦЕНИВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ КОЭФФИЦИЕНТОВ СЕГМЕНТНЫХ ПОДШИПНИКОВ
ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
2.1 Постановка задачи
Анализ экспериментальных амплитудно-частотных характеристик ДКВ, полученных
при балансировке многоколесных роторов (рисунок 2.1) показал, что графики АФЧХ,
кроме роста амплитуды и изменения фазы колебаний в районе первой критической
частоты имеют еще ряд характерных точек. Количество таких точек зависит от
конструкции ротора взаимного расположения рабочих частоты вращения и
критических частот.
Рис 2.1 – Ротор компрессора 193ГЦ1-136/10-27M1 на РБС
На рис.2.2 и рис. 2.3 приведены экспериментальные ДКВ по передней и задней
опорах стенда от дисбаланса 0.01 кг·м, который установлен соответственно на
первом (РК1), третьем (РК3) и четвертом (РК4) рабочих колесах ротора. Из
рисунков видно, что для дисбалансов, приложенных на крайних рабочих колесах,
ДКВ ближней к колесу опоры при прохождении некоторых частот вращения, имеет
нулевое или близкое к нулю значение (точки 1,2,3). В таких точках происходит
переход от первой ко второй форме колебаний ротора, а фаза колебаний в данном
диапазоне изменяется на 180 градусов. Угол между положением дисбаланса и
прогибом вала возвращается к значениям, что были и до прохождения первой
критической частоты. Чем ближе колесо расположено к центру тяжести, тем выше
значение такой частоты вращения. Такие точки называются частотами
нечувствительности.
Рис. 2.2 – Экспериментальные а) - АЧХ и б) - ФЧХ многоколесного ротора
по передней опоре
Рис. 2.3 – Экспериментальные а) - АЧХ и б) - ФЧХ многоколесного ротора
по задней опоре
Нечувствительные частоты вращения были обнаружены экспериментально, при
балансировке современных турбогенераторов большой мощности. Практика
балансировки показала наличие случаев, когда их роторы в определенных
диапазонах частот слабо реагируют на действие установленных корректирующих
масс. Практически нечувствительная скорость проявляется в том, что на этой
частоте вращения гибкий ротор невозможно уравновесить симметричной или
кососимметричной системой грузов, установленных в заданных плоскостях
коррекции. Для исключения таких частот из балансировочных, для основных типов
роторов турбогенераторов нечувствительные скорости определены и даны
рекомендации по оптимальному выбору плоскостей коррекции [24].
В настоящем разделе предложено использование нечувствительных точек для
определения динамических характеристик подшипников.
2.2 Оценивание коэффициентов жесткости, как функции частоты вращения по
экспериментально полученным точкам нечувствительности
Имея достоверную расчетную модель системы ротор-опоры, ДКВ можно определить по
программе расчета вынужденных колебаний. Это можно сделать посредством
разработанных программ [5,65], реализующих метод конечных элементов или
начальных параметров, или с использованием программных комплексов (ANSYS,
COSMOS и т.п.). Опоры стенда представляют собой упруго-массовую конструкцию.
Жесткость и массы опор стенда известны. На частотах вращения удаленных от
критических, сопротивление почти не влияет на амплитуды колебаний ротора.
Поэтому, для гибких роторов, работающих между первой и второй критической
частотой, для расчетного определения ДКВ достаточно знать жесткость
подшипников.
Расчеты, проведенные для модели ротор-опоры, показали, что положение точек
нечувствительности для конкретного ротора зависит, в основном, от жесткости
подшипников скольжения. Принимая жесткость обоих подшипников одинаковой, и
используя программу расчета вынужденных колебаний можно найти такие значения
коэффициентов жесткости для каждой из точек, чтобы частоты вращения,
соответствующие минимальным значениям ДКВ (точки 1,2,3) совпали с
экспериментально определенными значениями частот. На рисунке 2.4, в качестве
примера, для ротора турбокомпрессора 193ГЦ1-136/10-27M1, приведены расчетные
зависимости нечувствительной скорости для передней (ОП1) и задней опор (ОП2)
стенда при дисбалансах на рабочих колесах первой (РК1), третьей (РК3) и
четвертой (РК4) ступеней, как функции жесткости сегментного подшипника С. В
точке пересечения графиков этих зависимостей nТ.1(С), nТ.2(С), nТ.3(С) с
прямыми nТ.1, nТ.2, nТ.3, при которых экспериментально фиксируется точка
нечувствительности, определяются соответствующие им значения жесткости СТ.1,
СТ.2, СТ.3.
Рис. 2.4 – Зависимость нечувствительной частоты вращения от жесткости
подшипника
Экспериментально полученные значения нечувствительных частот вращения и
оцененные коэффициенты жесткости, соответствующие им, приведены в таблице 2.1
Таблица 2.1
Нечувствительная частота вращения, об/мин
nТ.1=6850
nТ.2=9550
nТ.3=10130
Жесткость подшипника, Н/м
9.2·108
1.21·109
1.29·109
Аппроксимируя значения жесткости, оцененные по точкам нечувствительности,
полиномом второго порядка, получаем аналитическую зависимость коэффициента
жесткости от частоты вращения в исследуемом диапазоне частот:
(2.1)
где, С - жесткость подшипника, Н/м, n - частота вращения, об/мин.
График зависимости коэффициента жесткости от частоты вращения представлен на
рис.2.5.
Рис.2.5 – Зависимость жесткости подшипника от частоты вращения
2.2 Оценивание коэффициентов сопротивления по интервалам изменения фазы в
точках нечувствительности
Основное влияние на амплитуды вынужденных колебаний в районе критических частот
оказывает демпфирование. Поэтому большинство экспериментальных методов
используют измерение колебаний и соответственно оценивание обобщенного
к
- Київ+380960830922