Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Балансировка вращающихся тел в машиностроении 13
1.1. Низкочастотная балансировка недеформируемых роторов 13
1.2. Балансировка гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС... 15
1.2.1. Сущность проблемы 15
1.2.2. Критерий гибкости ротора 16
1.2.3. Методы высокочастотной балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 17
1.2.4. Методы низкочастотной балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 29
1.2.5. Особенности балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 36
1.3. Выводы по первой главе 46
Глава 2. Низкочастотная балансировка гибких валов тепловых двигателей 48
2.1. Особенности конструкции и технологии изготовления гибких вшюв тепловых двигателей 48
2.2. Детерминирование эпюр начального распределения дисбаланса гибкого вала по результатам измерений на низкочастотных балансировочных станках 51
2.3. Расчет корректирующих масс при низкочастотной балансировке в (N+2) плоскостях коррекции 55
2.3.1. Расчет по методу разложения динамического прогиба в ряды по собственным формам колебаний 56
2.3.2. Расчет по методу А.Н. Крылова 59
2.3.3. Расчет эффективности балансировки гибких валов тепловых двигателей 64
2.4. Выводы по второй главе 68
Глава 3. Низкочастотная балансировка гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 70
3.1. Особенности конструкции и технологии изготовления гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 70
3.2. Детерминирование распределения начального дисбаланса по результатам измерений на низкочастотных балансировочных станках 74
3.3. Методы балансировки в (N+2) плоскостях коррекции и расчетные уравнения 78
3.3.1. Технологический процесс балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 78
3.3.2. Способы балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 82
3.3.3. Методы динамического расчета 86
3.3.4. Расчет эффективности балансировки 94
3.4. Практическая реализация методов низкочастотной балансировки гибких роторов в (N+2) плоскостях коррекции 95
3.5. Выводы по третьей главе 105
Глава 4. Оптимизация низкочастотной балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС 107
4.1. Вероятностная оценка эффективности низкочастотной балансировки.. 107
4.2. Метод статистической оптимизации низкочастотной балансировки... 108
4.3. Оптимизации низкочастотной балансировки при детерминированном дисбалансе 115
4.3.1. Оптимизация низкочастотной балансировки путем перебора воз можных вариантов 117
4.3.2. Оптимизация низкочастотной балансировки методами Монте-Карло 126
4.4. Выводы по четвертой главе 135
Выводы по диссертации 137
Библиографический список литературы 141
Приложение 149
- Методы высокочастотной балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС
- Расчет по методу разложения динамического прогиба в ряды по собственным формам колебаний
- Технологический процесс балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС
- Оптимизация низкочастотной балансировки путем перебора воз можных вариантов
Введение к работе
Роторные машины представляют собой класс наиболее распространенных изделий современной технологии. Он включает в себя практически все многообразие тепловых машин — двигателей внутреннего сгорания (ДВС), транспортных газотурбинных двигателей (ТТТД), газотурбинных энергетических установок, паровых турбин; сюда же входят компрессорные агрегаты, электродвигатели и электрогенераторы, металлообрабатывающие станки, питательные насосы, гироскопические приборы и множество других изделий.
Развитие роторных машин отражает основную тенденцию современного машиностроения - обеспечение минимального веса работающих изделий при значительном увеличении их единичной мощности, производительности, экономичности и надежности. Это приводит к максимальной интенсификации рабочих процессов, ужесточению условий работы вновь создаваемых машин путем воздействия на них все более высоких температур, давлений, скоростей, все более агрессивных сред и т.д.
Одновременно неизмеримо возрастают требования к обеспечению высокой надежности, ибо выход из строя, даже кратковременный, подобных машин может привести к чрезвычайно тяжелым экономическим, социальным и экологическим последствиям.
Вопросы снижения вибрации, возбуждаемой вращающимися роторами и имеющей частоту первой роторной гармоники (так называемой роторной вибрации) относятся к числу наиболее важных при конструировании, изготовлении и эксплуатации практически всех видов современных роторных машин. Роторная вибрация в значительной степени определяет надежность таких машин, для которых характерны высокие частоты вращения, относительно малая жесткость конструкции, а критические режимы часто располагаются в пределах рабочих диапазонов угловых скоростей. Для многих особо ответственных изделий, предельно допустимое значение роторной вибрации, измеренное в единицах виброскорости, виброускорения или виброперемещения, задается в технических требованиях, наряду с такими их характеристиками, как например, удельный расход топлива, удельная мощность, надежность и т.д. Такие изделия оснащаются специальной контрольно-измерительной аппаратурой и системами автоматической остановки в тех случаях, когда уровень вибрации превышает допустимый. Последствия подобных несанкционированных остановок могут быть чрезвычайно тяжелыми.
Решение задач, связанных с проблемами снижения роторной вибрации, основывается на базе линейной теории механических колебаний. Теория указывает и основные направления борьбы с вибрацией: виброизоляция; демпфирование; динамическое гашение колебаний; совершенствование методов балансировки роторов, в том числе и с учетом их гибкости.
Данная диссертация связана с развитием этого последнего направления. Опыт показывает, что совершенствование методов и повышение качества балансировки является одним из наиболее эффективных способов снижения роторной вибрации. Все другие указанные здесь направления (виброизоляция, демпфирование и т.д.) могут привести к успеху только при условии грамотногои самого внимательного отношения к проблеме балансировки. При этом необходимо учитывать, что задачи балансировки решаются на стыке нескольких технических наук - технологии машиностроения, динамики и прочности машин, теории колебаний, теоретической механики и других.
Вопросам балансировки посвящено огромное число публикаций отечественных и зарубежных авторов, в том числе и пользующихся всемирной известностью: СП. Тимошенко, J.P. Deu Hartog, К. Federn, W. Kellenberger, Бишоп, A. Meldal и многих других. При этом советсткая и российская школы балансировки занимают ведущие позиции в данной области, благодаря работам многих известных ученых и специалистов -
6 Ф.М. Диметберга, В.А. Щепетильникова, А.А. Гусарова, М.Е. Левита, А.И. Максименко, В.П. Ройзмана, Э.Л. Позняка, Л.Н. Кудряшова, Н.Я. Кушу ль, А.В. Шляхтина, Б.Т. Рунова, П.Д. Вильнера, Н.Г. Самарова, В.Н. Барке и многих других.
Как известно, метод балансировки1 выбирается в зависимости от того, относится ли данный ротор к категории жестких или гибких роторов.
В диссертации рассматриваются вопросы балансировки гибких рсгоров, т.е. таких, критические скорости которых (одна или более) располагаются в пределах рабочих скоростей вращения.
Из всего многообразия роторных конструкций можно выделить три основные группы: - цельнокованые (цельнометаллические) роторы, применяемые главным образом в электроэнергетических машинах и паровых турбинах; - роторы диско-барабанной конструкции, широко применяемые в авиационных газотурбинных двигателях и газотурбинных энергетических агрегатах; - валы и роторы с центральными валами, несущими на себе ряд дисков. В диссертации мы рассматриваем вопросы балансировки гибких валов и гибких роторов с центральным валом. Как видно, рамки исследования существенно ограничиваются только одним классом роторов. Однако, следует отметить, что такая конструкция находит широчайшее применение в изделиях самого разного назначения - турбонагнетательных агрегатах двигателей внутреннего сгорания (ДВС), авиационных газотурбинных двигателях, питательных насосах энергетических агрегатов электростанций и т.д. Не менее распространены и гибкие валы. Они находят применение в конструкции авиационных двухконтурных турбореактивных двигателей (ДГРД) для привода вентиляторных ступеней компрессора, в энергетических агрегатах, работающих по паровоздушному циклу, в гибридных
Под термином «метод балансировки» мы понимаем совокупность условий и ограничений, в соответствии с которыми определяются значения корректирующих масс и выполняется коррекция начального дисбаланса. энергетических агрегатах перспективных автомобилей, на газоперекачивающих агрегатах, для передачи мощности на хвостовые винты вертолетов и т.д. Сюда же относятся и карданные валы автомобилей. Таким образом, балансировка указанных изделий представляет собой достаточно важную и актуальную проблему современной технологии.
Наконец, чтобы окончательно очертить круг решаемых в диссертации задач, укажем, что различаются два способа балансировки гибких роторов: высокочастотная и низкочастотная балансировки.
Высокочастотная балансировка предполагает использование специальных, чрезвычайно дорогостоящих высокочастотных балансировочных стендов, оснащенных вакуумными разгонными камерами и совершенной виброизмерительной аппаратурой. Только с их помощью могут быть замерены динамические реакции или прогибы на частотах вращения, соответствующих условиям эксплуатации, определены балансировочные коэффициенты и выполнены необходимые условия балансировки. В этом, а также и самой сложности соответствующей технологии состоит главная трудность высокочастотной балансировки. Поэтому в промышленности находят широкое применение различные методы низкочастотной балансировки, ориентированные на обычные и значительно более доступные балансировочные станки.
К сожалению, такое оборудование не позволяет детерминировать распределение начального дисбаланса. Именно по этой причине эффективность всех известных способов низкочастотной балансировки гибких роторов носит статистический характер, и такая балансировка не может служить гарантией надежной безвибрационной работы каждого отдельно взятого изделия.
Но здесь важное исключение составляют указанные выше роторы с центральным валом и сами гибкие валы. Их конструкция во многих случаях позволяет детерминировать распределение начального дисбаланса, используя для этого результаты специально организованной серии измерений на s обычных низкочастотных станках, проводимых на различных стадиях сборки роторов, и затем точно выполнить динамические условия уравновешенности, не прибегая к методам высокочастотной балансировки.
Важность исследования обусловлена следующими обстоятельствами:
Широким применением в машиностроении, в частности, в конструкции тепловых двигателей или энергетических агрегатов гибких валов и гибких роторов, конструктивно выполненных в виде центрального вала, несущего на себе ряд дисков;
Жесткими ограничениями по уровню допустимой вибрации, которые установлены для роторных машин различного назначения;
Невозможностью для большинства организаций, изготавливающих или эксплуатирующих роторные машины, использовать специальное балансировочное оборудование, необходимое для качественной высокочастотной балансировки гибких роторов, а также сложностью и высокой трудоемкостью соответствующего технологического процесса.
Цель работы.
Разработка методов балансировки гибких валов и роторов на обычных балансировочные станках, основанных на детерминировании начального дисбаланса и точном выполнении ряда динамических условий, обеспечивающих низкий уровень вибрации изделий в условиях эксплуатации и качество высокочастотного уравновешивания.
Объект исследования.
Роторные машины, в том числе, агрегаты турбонаддува ДВС, тепловые двигатели, авиационные двигатели, автомобильные газотурбинные двигатели, насосные и компрессорные агрегаты химической промышленности, газотурбинные установки и другие.
Предмет исследования.
Методы балансировки гибких валов и некоторых типов гибких роторов, ориентированные на использование обычных низкочастотных балансировочных станков. ч Задачи исследования:
Разработать методику балансировки гибких валов и гибких роторов, ориентированную на применение обычных низкочастотных балансировочных станков и основанную на точном детерминировании эпюр распределения начального дисбаланса и точном выполнении заданных динамических условий уравновешенности.
Разработать принципы построения технологического процесса балансировки гибких валов и гибких роторов, отвечающих указанной методике.
Разработать необходимые для реализации указанной методики математические модели и алгоритмы.
Разработать необходимое программное обеспечение, достаточно простое и удобное для использования непосредственно в производственных условиях,
Разработать методы вероятностной и детерминированной оптимизации низкочастотной балансировки, проводимой с учетом указанной методики по критериям максимальной динамической эффективности балансировки и минимальных значений корректирующих масс.
Методы исследования.
Методы исследования основаны на применении линейной теории колебаний механических систем, методов численного моделирования, методов Монте-Карло (методы случайного поиска и ЛПх-поиска). Экспериментальная проверка теоретических результатов проводилась в производственных условиях на ОАО «Азотреммаш», ОАО АвтоВАЗ, ОАО «Электросеть» г. Тольятти с применением низкочастотных балансировочных станков фирмы Nagahama-Schenck.
Научная новизна работы:
1. Разработана комплексная методика балансировки гибких валов и гибких роторов, ориентированная на использование обычных низкочастотных балансировочных станков и обеспечивающая ка'/ество высокочастотного уравновешивания.
Сформулированы новые принципы построения технологии балансировки, отвечающие разработанной комплексной методике.
Разработаны алгоритмы и математические модели для реализации указанной методики балансировки.
Создан метод вероятностной оптимизации балансировки, позволяющий выбрать рациональный метод уравновешивания на Стадии проектирования технологического процесса.
Впервые разработаны методы оптимизации балансировки ротора с детерминированным дисбалансом, где в качестве целевых функций используются коэффициенты максимальной динамической эффективности балансировки и минимальных значений корректирующих масс.
Разработан и внедрен пакет прикладных программ для аналитического моделирования новых методов балансировки их вероятностной и детерминированной оптимизации, непосредственно в производственных условиях.
Практическая значимость работы включает:
1. Методику низкочастотной балансировки гибких валов и гибких роторов, которая обеспечивает выполнение как статических, так и динамических условий уравновешенности и, как следствие этого, - значительно меньший уровень вибрации роторных машин, возбуждаемой дисбалансом.
2. Новые принципы построения технологии балансировки, отвечающие разработанной методике.
3. Метод вероятностной оптимизации балансировки, позволяющий выбрать рациональный способ уравновешивания на стадии проектирования технологического процесса.
4. Программное обеспечение для аналитического моделирования новых методов балансировки их вероятностной и детерминированной оптимизации, непосредственно в производственных условиях.
При проведении экспериментальных исследований было доказано, что трудоемкость процесса балансировки, проводимого по предлагаемой методике, снижается по сравнению с ее базовым вариантом.
Разработанная методика внедрена на ОАО «Азотреммаш», ОАО АвтоВАЗ, ОАО «Электросеть» а так же в учебный процесс Тольятти не кого государственного университета и Военного инженерно-строительного университета (филиал, в г. Тольятти), и может быть использована в организациях, занятых проектированием, изготовлением, доводкой и эксплуатацией роторных машин с гибкими валами и гибкими роторами.
Теоретическую ценность работы представляет идея низкочастотной балансировки гибких роторов, включающая детерминирование эпюр распределения начального дисбаланса, посредством специально организованной серии измерений на обычных низкочастотных балансировочных станках, и его последующую коррекцию с учетом как статических, так и динамических условий уравновешенности, а также соответствующие математические модели и алгоритмы для расчета корректирующих масс и оптимизации процесса балансировки.
Достоверность.
Достоверность полученных результатов обеспечивается обоснованностью исходных предположений; адекватностью теоретических предположений экспериментальным данным; надежностью научных и расчетных методов, основанных на теории колебаний линейных механических систем; дублированием проводимых расчетов с использованием для этого различных методик; применением сертифицированной в соответствии со стандартом ISO 9000 программной оболочки Math Works Matlab v.6.1.
Апробация работы.
Основные положения работы доложены и обсуждены на Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (г. Тольятти, ТГУ, 2003г.), Международной научно-технической конференции «Экология и безопасность жизнедеятельности промышленно-транспортных комплексов» (г, Тольятти, ТГУ, 2003 г.), Международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы надежности технологических, энергетических и транспортных машин» (г. Самара, СГТУ, 2003г.), Международной научно-технической конференции «Современные технологические системы в машиностроении» (г. Барнаул, АГТУ имени И.И. Ползунова, 2003), Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (г. Тольятти, ТГУ, 2004г.)
По результатам работы опубликовано 14 статей и поданы 3 заявки на изобретение.
Основные положения, выносимые на защиту.
На защиту выносится методика низкочастотной балансировки гчбких валов и гибких роторов с центральным валом, включающая в себя следующие этапы: детерминирование эпюры распределения начального дисбаланса посредством серии измерений на обычных низкочастотных балансировочных станках; расчет корректирующих масс, отвечающих как условиям статической уравновешенности, так и определенным динамическим условиям, обеспечивающим минимальный уровень вибрации роторной машины в рабочих условиях; оптимизация процесса балансировки для каждого отдельно взятого ротора по критериям минимизации уровня вибрации, возбуждаемой остаточным дисбалансом, и самих корректирующих масс, а также метод статистической оптимизации низкочастотной балансировки для каждой отдельно взятой серии роторов.
Методы высокочастотной балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС
Методы исследования основаны на применении линейной теории колебаний механических систем, методов численного моделирования, методов Монте-Карло (методы случайного поиска и ЛПх-поиска). Экспериментальная проверка теоретических результатов проводилась в производственных условиях на ОАО «Азотреммаш», ОАО АвтоВАЗ, ОАО «Электросеть» г. Тольятти с применением низкочастотных балансировочных станков фирмы Nagahama-Schenck.
Научная новизна работы: 1. Разработана комплексная методика балансировки гибких валов и гибких роторов, ориентированная на использование обычных низкочастотных балансировочных станков и обеспечивающая ка /ество высокочастотного уравновешивания. 2. Сформулированы новые принципы построения технологии балансировки, отвечающие разработанной комплексной методике. 3. Разработаны алгоритмы и математические модели для реализации указанной методики балансировки. 4. Создан метод вероятностной оптимизации балансировки, позволяющий выбрать рациональный метод уравновешивания на Стадии проектирования технологического процесса. 5. Впервые разработаны методы оптимизации балансировки ротора с детерминированным дисбалансом, где в качестве целевых функций используются коэффициенты максимальной динамической эффективности балансировки и минимальных значений корректирующих масс. 6. Разработан и внедрен пакет прикладных программ для аналитического моделирования новых методов балансировки их вероятностной и детерминированной оптимизации, непосредственно в производственных условиях. Практическая значимость работы включает: 1. Методику низкочастотной балансировки гибких валов и гибких роторов, которая обеспечивает выполнение как статических, так и динамических условий уравновешенности и, как следствие этого, значительно меньший уровень вибрации роторных машин, возбуждаемой дисбалансом. 2. Новые принципы построения технологии балансировки, отвечающие разработанной методике. 3. Метод вероятностной оптимизации балансировки, позволяющий выбрать рациональный способ уравновешивания на стадии проектирования технологического процесса. 4. Программное обеспечение для аналитического моделирования новых методов балансировки их вероятностной и детерминированной оптимизации, непосредственно в производственных условиях. При проведении экспериментальных исследований было доказано, что трудоемкость процесса балансировки, проводимого по предлагаемой методике, снижается по сравнению с ее базовым вариантом. Разработанная методика внедрена на ОАО «Азотреммаш», ОАО АвтоВАЗ, ОАО «Электросеть» а так же в учебный процесс Тольятти не кого государственного университета и Военного инженерно-строительного университета (филиал, в г. Тольятти), и может быть использована в организациях, занятых проектированием, изготовлением, доводкой и эксплуатацией роторных машин с гибкими валами и гибкими роторами. Теоретическую ценность работы представляет идея низкочастотной балансировки гибких роторов, включающая детерминирование эпюр распределения начального дисбаланса, посредством специально организованной серии измерений на обычных низкочастотных балансировочных станках, и его последующую коррекцию с учетом как статических, так и динамических условий уравновешенности, а также соответствующие математические модели и алгоритмы для расчета корректирующих масс и оптимизации процесса балансировки. Достоверность полученных результатов обеспечивается обоснованностью исходных предположений; адекватностью теоретических предположений экспериментальным данным; надежностью научных и расчетных методов, основанных на теории колебаний линейных механических систем; дублированием проводимых расчетов с использованием для этого различных методик; применением сертифицированной в соответствии со стандартом ISO 9000 программной оболочки Math Works Matlab v.6.1. Основные положения работы доложены и обсуждены на Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (г. Тольятти, ТГУ, 2003г.), Международной научно-технической конференции «Экология и безопасность жизнедеятельности промышленно-транспортных комплексов» (г, Тольятти, ТГУ, 2003 г.), Международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы надежности технологических, энергетических и транспортных машин» (г. Самара, СГТУ, 2003г.), Международной научно-технической конференции «Современные технологические системы в машиностроении» (г. Барнаул, АГТУ имени И.И. Ползунова, 2003), Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (г. Тольятти, ТГУ, 2004г.) По результатам работы опубликовано 14 статей и поданы 3 заявки на изобретение. Основные положения, выносимые на защиту. На защиту выносится методика низкочастотной балансировки гчбких валов и гибких роторов с центральным валом, включающая в себя следующие этапы: детерминирование эпюры распределения начального дисбаланса посредством серии измерений на обычных низкочастотных балансировочных станках; расчет корректирующих масс, отвечающих как условиям статической уравновешенности, так и определенным динамическим условиям, обеспечивающим минимальный уровень вибрации роторной машины в рабочих условиях; оптимизация процесса балансировки для каждого отдельно взятого ротора по критериям минимизации уровня вибрации, возбуждаемой остаточным дисбалансом, и самих корректирующих масс, а также метод статистической оптимизации низкочастотной балансировки для каждой отдельно взятой серии роторов.
Расчет по методу разложения динамического прогиба в ряды по собственным формам колебаний
Для приведенной гаммы роторных машин проблема динамики, связанная с возникновением и устранением опасных резонансных состояний в зоне эксплуатационных частот вращения ввиду некачественной балансировки роторов, приобрела особую актуальность.
Если в прошлом роторы указанных машин имели сравнительно жесткие опоры и массивные фундаменты, что позволяло с достаточной точностью рассчитывать критические частоты и отстраиваться от них, а также вести балансировку в двух произвольных плоскостях коррекции, то приблизительно с конца 50-х годов XX столетия картина резко изменилась и осложнилась. Сложность, в частности, заключается и в том, что для проектируемых машин, не имеющих изученных аналогов, чрезвычайно трудно лишь по чертежу определить количественные характеристики масс, жесткостей, демпфирования, так как каждый из элементов конструкции является одновременно и массой, и жесткостью, и возбудителем, и гасителем колебаний, а допущение о недеформируемости роторов уже не оправдывается, и это требует принципиально иных средств и методов балансировки и исследования динамики [39].
Как показали история и опыт создания роторных машин, одним из эффективных методов борьбы с опасными резонансными состояниями является балансировка роторов методами, учитывающими их гибкость, в работе. При этом исходят из конструктивно-технологических особенностей роторной системы. Такая балансировка в отличие от балансировки жестких роторов имеет более широкие возможности и приводит к снижению не только вибрации опор и корпусов, но и деформаций, напряжений, изгибающих моментов действующих на конструкции.
Внедрение подобных изделий в массовое производство качественно усложняет и увеличивает трудоемкость технологии балансировки. Балансировка в этом случае, становится решающим фактором обеспечения надежности, экономичности и конкурентоспособности роторных машин самого различного назначения. 1. Балансировка гибких роторов представляет значительную и весьма актуальную проблему для современного машиностроения. 2. Основные положения теории балансировки гибких роторов сводятся к следующим принципам: - наиболее эффективными являются методы балансировки, в которых комбинируются условия статического равновесия от сил, возбуждаемых дисбалансом, с некоторыми динамическими условиями. Таковыми могут быть: устранение некоторых собственных форм изгибных колебаний ротора из кривой динамического прогиба; устранение динамического прогиба в заданных точках и частотах вращения; устранение динамических реакций подшипников на некоторых частотах и др.; - число плоскостей коррекции равно общему числу статических и динамических условий, в соответствии с которыми выполняется балансировка. Так, для ротора, работающего в диапазоне частот 0 n 4,5nt, необходимо четыре плоскости коррекции; в диапазоне 0 п ЗП[ число этих плоскостей можно уменьшить до трех (п, - первая критическая скорость ротора на жестких опорах); — влияние упруго-демпфирующих характеристик опор на качество уравновешивания сравнительно невелико: если какой-либо метод балансировки достаточно эффективен для ротора на жестких опорах, то его относительная эффективность сохраняется при переходе на упруго-податливые или упруго-демпфирующие опоры; — критерием «гибкости» ротора может служить отношение максимальной эксплуатационной частоты вращения к первой критической скорости ротора на жестких опорах: где и - максимальная эксплуатационная частота вращения. Обычно при Р 0,5 ротор может еще рассматриваться, как жесткий, и балансироваться на низких частотах в двух плоскостях коррекции. 3. Высокочастотная балансировка представляет собой наиболее универсальный метод уравновешивания гибких роторов, при котором коррекция дисбаланса производится по результатам непосредственного измерения динамических характеристик во всем диапазоне эксплуатационных частот. Такая балансировка связана с потребностью в высокочастотных балансировочных стендах, оснащенных вакууг.шыми камерами, современной виброизмерительной аппаратурой и вычислительной техникой. Только в этом случае могут быть замерены динамические реакции или прогибы, определены балансировочные коэффициенты и выполнены соответствующие условия балансировки. В то же время такое оборудование является чрезвычайно дорогостоящим, а технология сложной, трудоемкой и предъявляет высокие требования к рабочему персоналу. По этой причине в машиностроении находят широкое применение различные способы низкочастотной балансировки, позволяющие достичь удовлетворительного качества уравновешивания с помощью обычных низкочастотных балансировочных станков. 4. Одной из наиболее распространенных в машиностроении конструкций ротора являются роторы с центральным валом и сами гибкие валы. Их конструкция позволяет детерминировать распределение начальных дисбалансов посредством специально организованной серии измерений на обычных низкочастотных балансировочных станках и затем точно выполнить необходимые статические и динамические условия уравновешенности для каждого, отдельно взятого изделия. Целью представленной работы является разработка технологии, математического и программного обеспечения, направленных на реализацию соответствующих методов балансировки.
Технологический процесс балансировки гибких роторов ТГТД и агрегатов турбонаддува ДВС
Прелагаемая технология балансировки ориентирована на применение низкочастотных балансировочных станков фирмы Schenck, которая является одним из крупнейших в мире производителей современного балансировочного оборудования. Сама же технология включает в себя ряд типовых операций. К ним в частности относятся: 1. Входной контроль узла (изделия) и сопроводительной технологической документации на балансировку. 2. Подготовка узла (изделия) к балансировке, включая монтаж балансировочных приспособлений. 3. Подготовка механической и измерительной части станка. 4. Измерение имеющихся дисбалансов. 5. Определение величин корректирующих дисбалансов. 6. Коррекция дисбаланса и контроль остаточных дисбалансов. Указанная последовательность операций является общей при балансировке большинства роторов. Однако существуют технологические особенности, которые отражают специфику конструкции и балансировки определенного класса роторов. Так существующая (базовая) технология сборки и балансировки роторов компрессорных агрегатов «Синтезгаз» включает в себя следующие операции (на примере ротора компрессора высокого давления 2BCL-306a): 1. Балансировка первого сборочного узла, состоящего из центрального вала и дисков 1 и 2 (рис. 3.6). Коррекция дисбаланса производится по боковым поверхностям указанных дисков. В дальнейшем окончательно собранный ротор будем именовать -изделием, а вал в сборе с двумя, четырьмя и т.д. колесами -балансировочными узлами. 2. Балансировка второго балансировочного узла, состоящего из центрального вала и дисков 1, 2, 3 и 4. Коррекция дисбаланса производится по боковым поверхностям третьего и четвертого дисков. 3. Балансировка окончательно собранного ротора, состоящего из центрального вала и дисков 1...6. Коррекция дисбаланса производится по боковым поверхностям пятого и шестого дисков. 4. Контроль качества балансировки. При разработке новой технологии мы стремились сохранить определенную преемственность ее по отношению к базовой (существу, ощей) технологии. Перечислим основные операции предлагаемой технологии балансировки в (N+2) плоскостях коррекции. 1. Подготовка механической и измерительной части станка к балансировке. 2. Измерение (без коррекции) значений и углов дисбалансов центрального вала в заданных плоскостях А и В. Плоскость А соответствует плоскости, проходящей через середину беговых поверхностей роликов (рис. 3.6), расположенных на стойке, ближайшей к левой опоре балансировочного станка. На другой стойке аналогичным образом располагается плоскость В. Перед измерением дисбаланса исходного узла (вал в сборе) на нем следует нанести прочной краской метку, совпадающую с нулевым делением лимба на шпинделе балансировочного станка. Такое положение метки должно сохраняться неизменным на всех этапах балансировки ротора. Замеренные значения дисбалансов А0,В0, т.е. их модули и фазы, заносятся в специальный расчетный бланк. В дальнейшем они используются в качестве исходных данных при расчете корректирующих масс. Единицы измерения дисбалансов: кг-м. Величинам измеренных дисбалансов А и В, а также их фазовым углам, присваивается соответствующий индекс к, к—0,1, ...п - номера балансировочных узлов: к=0 - соответствует валу в сборе; к=1 - узел в составе деталей: вал в сборе, колесо или пара рабочих колес компрессора, устанавливаемые в первую очередь; к=2 - узел в составе деталей, которые входят в узел к=1 и колесо или пара рабочих колес компрессора, устанавливаемые во вторую очередь и т.д.; индекс «п» относится к окончательно собранному ротору. Операция 2 повторяется для всех балансировочных узлов ротора, при этом положение метки относительно нулевой отметки на лимбе должно сохраняться неизменным в продолжении всего цикла балансировки для всех узлов от к=0 до к=п, т.е. вплоть до ее окончания. Далее операции выполняются только для полностью собранного изделия. 3. Расчетное определение величин корректирующих дисбалансов в заданных плоскостях коррекции. Для этого в ЭВМ заносятся чертежные данные изделия, а так же результаты измерения дисбалансов, полученные в ходе выполнения всех переходов операции 2 для всех балансировочных узлов. ЭВМ выдает значения корректирующих масс mk и их углы ак, соответствующие расположению «легких» мест в заданных плоскостям коррекции, а также значения динамических прогибов во всех плоскостях, проходящих через центры масс рабочих колес, и необходимые геометрические размеры сектора съема материала по каждой плоскости коррекции. 4, Коррекция дисбалансов и контроль остаточных дисбалансов. Коррекция дисбалансов выполняется на собранном роторе, установленном на балансировочном станке, без съема приводного карданного вала. Беговые дорожки роликовых опор, а также само изделие в ходе выполнения данной операции должны быть надежно защищены от каких-либо механических повреждений (царапин, вмятин, забоин и пр.). Коррекция выполняется за счет съема материала в «тяжелом» месте на основании данных выдаваемых ПК. Согласно предлагаемой технологии корректирующие массы определяются не прямым измерением (как, например, по базовой технологии), а расчетом на ЭВМ. Поэтому здесь необходим особый контроль за качеством выполнения каждой операции. Эта задача решается здесь следующим образом. 1. После получения расчетных значений корректирующих масс во всех плоскостях коррекции устанавливаются их пластилиновые аналоги. Пластилиновые грузы закрепляются в «легких» местах, т.е. диаметрально противоположных предполагаемым местам съема материала, определяемым по результатам расчета.
Оптимизация низкочастотной балансировки путем перебора воз можных вариантов
Из анализа приведенных результатов можно заключить, что эффективность балансировки в (N+2) плоскостях коррекции во всех случаях значительно превышает эффективность балансировки, достигаемую по базовой технологии. Эта разница особенно ощутима для десятиступенчатого ротора, в отношении которого эффективность базовой технологии оказывается явно недостаточной. Кроме того, трудоемкость предлагаемых методов уравновешивания заметно меньше, по сравнению с базовой технологией. Все это позволяет сделать вывод о целесообразности перехода на новые способы уравновешивания, которые способствуют существенному снижению виброактивности роторных систем и, кроме того, заметно снижают трудоемкость балансировки.
Эффективность балансировки гибких роторов, даже в условиях полной детерминированности его дисбаланса, существенно зависит от множества различных параметров: числа и расположения плоскостей коррекции, выбора условий, в соответствии с которыми определяются значения корректирующих масс, значения угловой скорости, для которой дэлжны быть выполнены заданные динамические условия уравновешивания, и Других.
Задача оптимизации в данном случае заключается в том, чтобы обеспечить максимальную эффективность путем наиболее рационального сочетания указанных параметров. Решение этой, как и любой другой задачи оптимизации многопараметрических систем, важно не только с точки зрения достижения максимальной эффективности процесса, но и с точки зрения расширения допустимых границ изменения параметров балансировки, т.е. увеличения соответствующих допусков.
Если число варьируемых параметров сравнительно невелико (обычно не более одного или двух), то задача оптимизации может быть решена чисто экспериментально, путем сравнения виброактивности некоторой выборки роторов, отбалансированных при различных значениях указанных параметров, например, при различном положении плоскостей коррекции,
В [73] приводится описание процесса оптимизации низкочастотной балансировки карданного вала автомобиля и девятиступенчатого центробежного нагнетателя, причем в первом случае варьировалось положение плоскостей коррекции, а во втором, где применялся один из вариантов статико-динамической балансировки, варьировалась также доля статического дисбаланса, устраняемого в срединной плоскости коррекции. Такое решение оказывается довольно трудоемким и обычно применяется в условиях крупносерийного или массового производства. Предпочтителен, конечно, расчетный метод оптимизации, рассмотренный в работе [12, 13, 32]. Во всех этих случаях речь идет о среднестатистической оптимизации по отношению к определенной выборке изделий заданного типоразмера.
Здесь же, по-видимому, впервые в балансировочной практике ставится задача оптимизации низкочастотной балансировки каждого отдельно взятого ротора, распределение начального дисбаланса которого предварительно полностью детерминировано [15]. Целевыми функциями в задаче оптимизации являются: 1. Указанные ранее коэффициенты эффективности балансировки ук, уЛ, ув, характеризующие степень снижения динамических реакций опор или прогибов, достигаемую в результате балансировки. Каждый такой коэффициент равен отношениям динамических реакций или прогибов отбалансированного ротора к соответствующим реакциям или прогибам ротора в исходном состоянии. Ясно, что балансировка будет тем эффективней, чем меньше будут значения каждого из указанных коэффициентов. 2. Значения корректирующих масс. Проблема минимизации корректирующих масс оказалась достаточно актуальной, особенно в тех случаях, когда коррекция осуществляется за счет съема материала в некоторых, заранее оговоренных конструктором зонах. Как правило, имеющийся резерв съема довольно ограничен, как заданными размерами, так и по соображениям ремонтопригодности изделия. Нами рассматривались следующие способы оптимизации в отношении указанных целевых функций - коэффициентов эффективности балансировки и размеров корректирующих масс: 1. Методы простого перебора всех возможных вариантов балансиоовки, отличающихся друг от друга положениями плоскостей коррекции и, в некоторых случаях, положениями точек устранения прогиба. 2. Оптимизация методом Монте-Карло, с использованием случайного поиска и ЛПт-поиска. Оптимизация путем простого перебора и численного анализа всех возможных вариантов балансировки, оказалась возможной, благодаря следующим обстоятельствам: сравнительно небольшому числу возможных сочетаний вариантов и высокому быстродействию современных ПК. В этом случае, заранее составляется некоторый список возможных вариантов, отличающихся друг от друга положением плоскостей коррекции и, возможно, некоторыми другими параметрами [15]. Каждому варианту присваивается индекс v (v=l,2...MbMi- общее число вариантов; обычно Mi=10...30). Далее по каждому варианту рассчитываются значения коэффициентов эффективности балансировки ут, уА, ув, значения корректирующих масс и соответствующих им углов.
