Разработка и совершенствование методов балансировки гибких роторов турбомашин

• Автор: Жуков, Сергей Викторович
• Шифр специальности: 05.04.12
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2004
• Место защиты: Екатеринбург
• Количество страниц: 165 с. : ил.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ
1.1. Теория балансировки. Методы балансировки по формам и
КОЭФФИЦИЕНТАМ ВЛИЯНИЯ
1.2. Балансировка валопроводов
1.3. Балансировка на станках
1.4. Балансировка на разгонно-балансировочных стендах. Ограничение количества плоскостей и скоростей балансировки
1.5. Специфика конструкций современных роторов
1.6. Выводы и постановка задач исследования
2. ИССЛЕДОВАНИЕ АМПЛИТУДНО-ФАЗО-ЧАСТОТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ОПОР ГИБКОГО РОТОРА
2.1 Общие положения
2.2 Динамические реакции опор ротора, вызываемые распределенным дисбалансом
2.3 Динамические реакции опор ротора, вызываемые сосредоточенным дисбалансом
2.4 Динамические реакции опор ротора, вызываемые совместным действием распределенного и сосредоточенного дисбалансов
2.5. Анализ результатов исследования
2.6. Выводы
3 РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИКИ ГИБКИХ РОТОРОВ
3.1 Уточнение методики балансировки гибкого ротора на критической частоте вращения
3.2 Влияние направления вращения на сбалансированность гибкого
ротора
3.3. Выводы
4. РАЗРАБОТКА УСОВЕРШЕНСТВОВАННОЙ МЕТОДИКИ БАЛАНСИРОВКИ ГИБКИХ РОТОРОВ
Выводы
5. СТАТИСТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ЗНАЧЕНИЙ КОМПЛЕКСНЫХ ДИНАМИЧЕСКИХ КОЭФФИЦИЕНТОВ ВЛИЯНИЯ
Выводы
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Приложение
Наиболее важным критерием надежности эксплуатации турбоагрегатов является уровень их вибрации. Общеизвестно, что повышенная вибрация приводит к преждевременному износу и повреждениям отдельных элементов турбоагрегата, а в некоторых случаях - даже к серьёзным авариям. Все это увеличивает продолжительность капитальных ремонтов и численность ремонтного персонала, сокращает межремонтные периоды эксплуатации.
Одним из основных мероприятий, обеспечивающих высокую вибрационную надежность, является качественная балансировка роторов на турбостроительном предприятии. Введенная в начале 70-х годов в эксплуатацию на всех крупных турбостроительных заводах балансировочная техника позволила сделать, с технологической точки зрения, очень крупный шаг к повышению качества турбин, т. к. появилась возможность выполнять балансировку отдельных роторов, а в ряде случаев и частей валопровода, на рабочих частотах вращения.
Постоянное стремление к снижению размеров и веса, приходящихся на единицу мощности в современных турбоагрегатах, привело к тому, что рабочая частота вращения роторов современных машин превышает не только первую, но и вторую критические частоты вращения. Для таких роторов эффективность существующих методик балансировки резко снижается.
Растущая по мере увеличения мощностей сложность конструкций и, следовательно, сложность балансировок, иногда длительные простои при подобных технологических операциях - вот те причины, которые требуют не только сведения к минимуму, но и полного исключения выполнения ряда пробных пусков при балансировках.
В связи с вышеизложенным сохраняет свою актуальность задача о дальнейшем совершенствовании методик многоплоскостной балансировки гибких роторов и повышения их эффективности.
В настоящей диссертационной работе представлены результаты исследований и разработок, направленных на решение комплексной проблемы повышения вибрационной надежности турбин. В диссертации

Уп = аг^
(1 -а„2К- —4.

(2. 4)
(1 -а„2К +—5,

В соответствии с формулами (2.2-2.4) были рассчитаны динамические реакции опор ротора и построены амплитудно-фазочастотные характеристики (АФЧХ) реакций опор при наличии дисбаланса, распределенного по первой собственной форме изгиба ротора.
Рассматривался однородный, шарнирно опертый ротор длиной 6 м и диаметром 0,4 м. Масса единицы длины вала т равнялась 980 кг. Собственные скорости ротора составляли следующие величины: П{ = 22,64 Гц, П2 =90,56 Гц, П3 =203,76 Гц. Переменная по длине вала величина эксцентриситета изменялась по следующему закону /?(>?) = 100зш(я5/б) МКМ. При этих условиях дисбаланс, сосредоточенный в одной из радиальных плоскостей ротора, имел
Так как реакции опор, рассчитываемые по формулам (2.2, 2.4), зависят от геометрических характеристик исследуемого ротора, величины исходного дисбаланса, а при анализе и обобщении данных необходимо иметь возможность сравнивать результаты расчетов друг с другом, а также с результатами других авторов, то целесообразно оперировать безразмерными или относительными величинами.
Силы трения учитывались при помощи безразмерного коэффициента демпфирования /?. Расчеты производились при изменении коэффициента сопротивления X от 0 до 70000 Н • с/М, что соответствовало изменению
распределение:
(2. 5)