Балансировка - гибкий ротор
Cтраница 1
Балансировка гибкого ротора с тем или иным распределением масс по длине должна базироваться на учете его формы изгиба, вызванной силами инерции и меняющейся в зависимости от скорости. Необходимо при этом учитывать близость рабочей скорости к критическим скоростям, а также формы упругой линии ротора при собственных колебаниях на этих скоростях. [1]
Балансировка гибких роторов по формам свободных колебаний является исходным направлением в практике уравновешивания. Однако ее применение ограничивается сложностью операций. Так, для того чтобы отбалансировать ротор по п формам, необходимо сделать п 1 запусков машины с распределением вдоль ротора п систем пробных грузов. [2]
Балансировка гибких роторов по формам свободных колебаний является исходным направлением в практике уравновешивания. Однако недостатки методики состоят в том, что ее нельзя использовать для несимметричных роторов, имеющих опоры разной жесткости, работающих в широком диапазоне скоростей, относящихся к категории быстроходных и являющихся многомассовыми. [3]
 |
Схем расстаноики корректирующих масс для балансировки гибкого ротор.| Резонансные кривые изгибных колебаний ротора в зове первой формы изгиба. [4] |
Балансировка гибких роторов массой до 450 т осуществляется на разгонно-балансиро-вочных стендах, на которых определяют нагрузки в опорах ротора и изгиб его оси. Раз-гонно-балансировочные стенды размещают в специальных сооружениях блиндажного типа и оснащают средствами для транспортирования, изменения частоты вращения, динамической балансировки и контроля состояния гибкого ротора. Существенной частью разгонно-балансировочного стенда являются изотропные опоры с переменной жесткостью и подшипниками, обеспечивающими их шарнирность. Переменная жесткость опор позволяет проходить резонансные частоты и осуществлять измерение вибрации опор на всех подкритиче-ских частотах. Обеспечить жесткость опор, равной бесконечности или нулю, невозможно, но удается добиться отношения жесткостей примерно 100, что достаточно для получения собственных частот, близких к приведенным выше для ротора с шарнирным закреплением концов и для ротора со свободными концами. Это отношение особенно важно для изгибных колебаний по первой форме, которая характеризуется наибольшей амплитудой. [5]
Балансировку гибкого ротора производят раздельно по собственным формам изгиба. Ее начинают при частоте вращения, при которой ротор представляет собой жесткое тело и амплитуда его изгабных колебаний составляет доли допуска на вибрацию данного типа ротора. При этом устраняют статический и мо-ментный дисбаланс, соответственно закрепляя на концах ротора симметричные и кососим-метричные грузы. [6]
Однако балансировка гибких роторов имеет и большое достоинство: вблизи критических частот вращения формы упругой линии вала становятся близкими к соответствующим собственным формам изгиба вала, что позволяет, располагая по определенному закону корректирующие массы, производить балансировку по каждой из собственных форм изгиба вала поочередно при соответствующих критических частотах вращения или близких к ним. При этом может быть существенно увеличена точность балансировки вследствие повышенной чувствительности виброперемещений подшипников к системам корректирующих масс в зонах критических частот вращения. [7]
Особенность балансировки гибкого ротора состоит в том, что плоскости коррекции не могут быть выбраны произвольно. [8]
Осуществление балансировки гибкого ротора в два этапа позволяет провести для всего заданного диапазона скоростей компенсацию динамических прогибов, изгибающих моментов и динамических реакций в столь полной мере, насколько полной мы принимаем динамическую балансировку жестких роторов с использованием двух плоскостей исправления. [9]
Практика балансировки гибких роторов современных крупных трубогенераторов дает много примеров [1-7], когда в определенных диапазонах скоростей ротор очень трудно уравновесить симметричными или кососимметричными грузами, устанавливаемыми в двух заданных плоскостях коррекции. [10]
Установившейся технологии балансировки гибких роторов электрических машин пока не существует. Теоретические разработки отдельных авторов [1], [2], [5] все еще являются достаточно отвлеченными и не могут быть эффективно использованы в практике. Главным практическим затруднением является отсутствие возможности свободного выбора плоскостей уравновешивания вдоль оси ротора. Часть роторов допускает уравновешивание в трех плоскостях - одной средней и двух по краям. Такие роторы удается очень хорошо уравновесить, если их скорость вращения не превышает первой критической. Сначала их приходится уравновешивать на малой скорости вращения по крайним плоскостям, затем на высокой скорости по средней плоскости и, наконец, снова на малой скорости по крайним плоскостям. Многие роторы допускают размещение уравновешивающих грузов только в двух плоскостях. Если они являются роторами односкоростных электромашин, то уравновешивание их по крайним плоскостям на рабочей скорости заметно уменьшает вибрации при работе, что должно благоприятно сказаться на долговечности подшипниковых узлов. Однако нет гарантии того, что при таком способе уравновешивания не могут быть введены значительные внутренние механические напряжения. Косвенно об этом может свидетельствовать очень большая разница в уравновешивающих грузах в крайних плоскостях на малой и высокой скоростях вращения. [11]
Рассмотрим вопросы устойчивости балансировки гибких роторов с точки зрения корректности выбранного метода или принятой динамической модели, понимая под этим тот факт, что малые изменения входных параметров, полученных экспериментальным путем, вызывают малые изменения вычисляемых значений дисбалансов или корректирующих грузов. Более строго такое понятие устойчивости можно определить следующим образом. [12]
Решение задачи о балансировке гибких роторов включает в себя два основных этапа: 1) определение расположения и величины неуравновешенности гибкого ротора, распределенной по его длине; 2) уравновешивание ротора системой уравновешивающих грузов, считая при этом уже известной кривую распределения дисбаланса. [13]
Значение нечувствительных скоростей для балансировки гибких роторов впервые рассмотрено в работе [1], в которой дан анализ влияния этих скоростей на точность уравновешивания во всем диапазоне оборотов машин, работающих на скоростях выше первой критической. [14]
 |
Амплитудно-частотная характеристика системы. [15] |
Страницы: 1 2 3 4