Гибкий.ру Основные определения.
Прежде чем мы будем говорить об особенностях балансировки «жестких» и «квазижестких» роторов давайте вспомним, какой ротор относится к «жесткому», а какой к «казижесткому» или гибкому.
В статье «Практический анализ критических скоростей и собственных колебаний роторных машин.» уже давалось определение что понимается под «жестким» ротором и «квазижестким».В литературе жесткий ротор часто определен, как ротор, у которого рабочая частота ниже критической.
https://www.youtube.com/watch?v=subscribe_widget
Более точное определение: когда изгибными перемещениями ротора под действием неуравновешенных сил и их реакций в опорах можно пренебречь по сравнению со значениями эксцентриситетов. Обычно это достигается, если низшая критическая частота ротора лежит выше рабочей на 70 % ( np<
Под «квазижестким» будем подразумевать ротор, у которого опоры могут быть податливыми и его первые две критические частоты могут быть ниже рабочей частоты. Но ротор на таких опорах колеблется как жесткое тело и его изгибными деформациями также можно пренебречь, если третья изгибная частота удалена на 70 % от рабочей частоты вращения(на рис1, область 2).
К гибким роторам относятся ротора рабочая частота вращения которых лежит, как правило выше или вблизи первой критической скорости (np>0,7nкр. – на рис1, область 2 и 3)
Рис.1
Балансировка гибких роторов.
Балансировка агрегатов состоящих их гибких роторов принципиально отличается от балансировки жестких и «квазижестких» роторов. Для этих роторов, конечная цель такая же, как и для жестких – свести к допустимому минимуму динамические реакции в опорах. Основное отличие в поведении гибких роторов от жестких заключается в том, что гибкие ротора при увеличении скорости вращения меняют свою форму колебаний в зависимости от частоты вращения и формы неуравновешенности.
А сами изгибные перемещения могут существенно превышать эксцентриситеты масс. Поэтому в основе различных методов балансировки гибких роторов ( по собственным формам колебаний или по динамическим коэффициентам влияния) лежит минимизация или устранение этого влияния.
Иными словами действие неуравновешенных сил на гибкий ротор с изменением частоты вращения изменяется не только количественно, как у жестких роторов, но и качественно. Это указывает на то, что соблюдение условий (рис.2), являющихся для жестких роторов необходимым и достаточным, для гибких — недостаточно.
Исходный дисбаланс и корректирующие грузы, в зависимости от места положения, даже если они и подчиняются условиям (рис.2), могут вызвать разные прогибы и реакции, соотношения между которыми будут изменяться в зависимости от частоты вращения. В результате этого достигнутая на балансировочной частоте уравновешенность может существенно нарушена на другой частоте.
Балансировка гибких роторов в настоящее время проводится тремя способами:
- На разгонно-балансировочных стендах в условиях завода;
- На низкооборотных балансировочных станках в условиях ремонтных предприятий;
- В собственных подшипниках в системе валопровода.
Принципиальной разницы в методическом плане между 1 и 3 способами нет, хотя некоторые особенности существуют.
Методов балансировки гибких роторов несколько, но принципиально их два:
Балансировка жестких и «квазижестких» роторов.
Цель балансировки, как известно, заключается в компенсации сил дисбаланса. Это выполняется таким образом, чтобы центр тяжести ротора лежал на оси вращения, а сумма неуравновешенных центробежных сил была бы равна нулю. Или, по-другому, чтобы ось вращения ротора была главной центральной осью инерции.
Другими словами, если жесткий ротор вращается с постоянной угловой скоростью, то главный вектор Dст. и главный момент Мд дисбалансов ротора удовлетворяет приведенным уравнениям на рис.2:
Рис.2
Для выполнения этих уравнений необходимо и достаточно, чтобы ось вращения проходила через центр масс и совпадала с одной из главных осей инерции. После выполнения этих условий жесткий ротор является динамически уравновешенным и при его вращении реакции в опорах равны нулю.
Рис.3
В процессе эксплуатации такого оборудования уже через несколько капитальных ремонтов нередко на роторе появляется значительный небаланс, который физически нельзя установить в штатные корректирующие плоскости, и требует установку нестандартных уравновешивающих грузов.
Сложился стереотип, если завод-изготовитель предложил две плоскости коррекции для установки уравновешивающих грузов значит таким количеством плоскостей нужно и обходиться. Использование нестандартных уравновешивающих грузов без проведения необходимых расчетов на прочность и консультаций с заводом изготовителем, часто приводят к авариям с тяжелыми последствиями.
Поэтому для снижения вибрации на роторе до допустимых значений рекомендуется использовать кроме штатных плоскостей коррекции, дополнительные плоскости, которые необходимо предварительно согласовать с заводом изготовителем.
«Квазижесткие» ротора можно отнести к классу гибких роторов, для балансировки которых допускается использование методов уравновешивания жестких роторов на частотах вращения ниже той, при которой возникает его значительный упругий прогиб. К таким роторам можно отнести ротора высокого давления паровых турбин и газовых турбин.
Следует, однако, иметь в виду, что выше приведенное понятие «квазижесткий» ротор присуще отдельному ротору, и соответствующие методы балансировки реализуются успешно лишь на одиночном роторе. На практике же, механизмы и агрегаты состоят из нескольких «квазижестких» роторов (два и более) соединенных между собой муфтами.
После соединения двух «квазижестких» роторов в валопровод система роторов может стать гибкой (рис.4), при этом появляется продольная связанность колебаний, и методы балансировки жестких роторов для такого валопровода не годятся. В этом случае применяют метод балансировки гибких роторов с использованием коэффициентов влияния.
Рис.4
Балансировка ротора по формам собственных колебаний
Балансировка заключается в уравновешивании ротора по ограниченному числу форм изгиба путем балансировки на критических и на рабочей частотах вращения.
Уравновешивание по собственным формам является весьма сложной операцией: чтобы уравновесить ротор по n формам, необходимо сделать n 1 пуск машины с распределением вдоль ротора n систем уравновешивающих грузов.
Измерения необходимо производить на критических частотах, то есть при опасных для прочности конструкции и неустойчивых режимах, что не всегда возможно. Используемое на практике обычное ограничение балансировки по первым трем формам не устраняет реакций от высших гармоник и требует корректировок.
Применение данной методики оправдано при балансировки симметричных роторов с большим количеством плоскостей коррекции, расположенных вдоль оси ротора при заранее известных критических скоростях и собственных формах изгиба.
Балансировка с использование динамических коэффициентов влияния.
Балансировка с использованием динамических коэффициентов влияния (ДКВ), которые получаются экспериментально при единственном предположении, что система является линейной, является одним из основных методов балансировки гибких роторов как отдельно, так и в системе валопровода.
Процесс многоплоскостной балансировки системы роторов выполняют следующим образом. При пуске агрегата с исходными дисбалансами снимают частотные характеристики и измеряют параметры вибраций на рабочей частоте вращения (холостом ходу) и под нагрузкой.
Из анализа частотных характеристик определяют характер распределения дисбаланса и выбирают плоскость коррекции. В расчет вводят плоскости на неуравновешенных роторах и плоскости, динамическое влияние которых на опоры явно выражено. При выборе оптимальной системы уравновешивающих грузов необходимо учитывать доступность плоскостей коррекции, возможность использования средних плоскостей для установки уравновешивающих масс, трудоемкость их установки, время простоя и т.д.
В соответствии с результатами расчета устанавливают на валопровод выбранную систему уравновешивающих масс и проводят контрольный пуск агрегата. В процессе пуска и на номинальной частоте вращения выполняют измерения вибрации опор в полном объеме. Если в результате балансировки уровень вибрации снизился, но недостаточно, то повторяют расчет и устанавливают новую систему уравновешивающих грузов, рассматривая достигнутое состояние как исходное.
Литература
Судовые энергетические установки. Котлотурбинные энергетические установки. Болдырев О.Н. [2004]
Особенности балансировки гибкого ротора
Раздел 6.
Гибкий ротор, в отличие от жесткого, на высоких частотах вращения, близких к критическим, под действием распределенных по оси вращения центробежных сил может приобретать опасную для эксплуатации изгибную деформацию. Эту деформацию необходимо контролировать и поддерживать в пределах требований, предъявляемых к разным типам роторов в разных условиях эксплуатации /12/.
На каждой из критических частот ротор деформируется определенным образом, с доминирующей формой изгибных колебаний, называемой собственной модой колебаний гибкого ротора.
На рис.6 приведены три основные собственные моды таких колебаний ротора, появляющихся под действием распределенных по длине ротора центробежных сил, для каждого сечения ротора имеющих свои значение и угол. В зависимости от распределения масс и жесткостей по длине гибкого ротора в рабочий диапазон скоростей вращения может попасть до двух критических частот, каждая со своей собственной модой колебаний. Для компенсации опасных изгибных колебаний на частотах вращения, близких к критической, на роторе при проектировании агрегата выделяются дополнительные плоскости коррекции, оптимальные для каждой моды.
Рис.6. Основные собственные моды изгибной деформации гибкого ротора и возможное расположение плоскостей коррекции на роторе.
На высоких (критических) скоростях вращения гибкого ротора реальные опоры вращения не являются жесткими, т.е. их свойства могут повлиять на величину критической скорости, но влияние жесткости опор на моду пространственных колебаний ротора минимально. Значения собственных частот для каждой из мод рассчитываются при проектировании ротора, а данные о критических скоростях вращения приводятся в документации на ротор (агрегат).
При аксиальной симметрии жесткости опор вращения каждая критическая скорость вращения может «раздваиваться», сохраняя собственную моду колебаний, и иметь из-за разного демпфирования разные величины деформации на раздвоенных резонансных частотах, но это раздвоение при балансировке гибкого ротора обычно не учитывается.
Все вопросы балансировки ротора с учетом собственных мод колебаний обычно решаются на этапе его сборки. Основной способ снижения дисбаланса в разных сечениях ротора заключается в сборке ротора из предварительно сбалансированных деталей, с учетом величины и направления остаточного дисбаланса каждой детали, с компенсацией системного дисбаланса, появляющегося, например, за счет посадки деталей на вал с помощью шпонки /13/.
В особых случаях проводится предварительная низкоскоростная балансировка вала, а затем ротор балансируют после посадки каждого (крупного) узла. Все подобные работы обычно проводят на зарезонансном балансировочном станке (см. ранее).
Во многих практических случаях дальнейшую балансировку ротора на балансировочных станках при высоких скоростях вращения не проводят, ограничиваясь контролем вибрации опор ротора уже собранного агрегата на критических и на номинальных частотах вращения в собственных опорах. Эти измерения обычно выполняются в заводских условиях, на испытательных стендах. Основной причиной отказа от высокоскоростной балансировки ротора является сложность обеспечения высоких скоростей вращения открытого ротора на балансировочном станке.
Если во время испытаний агрегата на испытательных стендах уровни оборотной вибрации на рабочих или критических частотах вращения оказываются недопустимо высокими, на этом стенде и проводится дальнейшая высокоскоростная балансировка агрегата с гибким ротором (валопроводом). Такая балансировка является весьма затратной и из-за сложности установки на ротор пробных и компенсирующих масс, а также из-за неоднозначности расчета балансировочных масс при минимальном количестве пусков агрегата. Основная причина неоднозначности — количество плоскостей коррекции превышает количество независимых точек контроля вибрации. Затраты на создание и эксплуатацию испытательных стендов с возможностью балансировки агрегата многократно увеличиваются из-за необходимости его вывода на предельные частоты вращения и нагрузки.
Основной особенностью балансировки агрегата с гибким ротором на испытательном стенде при частотах вращения выше критической является то, что он балансируется как многорежимный агрегат. При этом пробные массы устанавливаются в плоскостях коррекции таким образом, чтобы на каждом из пробных пусков (при выходе на близкую к критической частоту вращения) возбуждалась преимущественно одна мода изгибных колебаний ротора. В качестве примера для симметричного межопорного ротора на первом пробном пуске пробную массу лучше всего располагать посередине между опорами, которая наиболее сильно изменяет статическую неуравновешенность ротора на низких частотах вращения и дополнительно возбуждает первую моду изгибных колебаний на частотах, близких к первой критической. На втором пуске лучше всего устанавливать кососимметричную пару пробных масс, в плоскостях коррекции, сдвинутых от опор к центру ротора приблизительно на 20% межопорного расстояния. Эта пара масс влияет на моментную неуравновешенность и на второй критической скорости вращения возбуждает вторую моду изгибных колебаний гибкого ротора.
Скоростей вращения ротора, на которых должна совместно минимизироваться оборотная вибрация опор вращения в таком агрегате – не менее четырех, в том числе первая скорость вращения — до первой критической, вторая — критическая скорость вращения, третья — номинальная скорость вращения и четвертая — максимальная из возможных скоростей вращения.
Если в типовых режимах работы агрегата длительное вращение на критических скоростях запрещено, допускаемая величина оборотной вибрации опор при быстром прохождении агрегата через резонанс может быть увеличена, максимально – на 60% (на 4дБ).
Для обеспечения многорежимной балансировки гибкого ротора, например, с помощью балансировочного комплекса КБМ-4, необходимо на каждом пробном пуске агрегата пройти все необходимые режимы, что не всегда удается из-за резкого повышения вибрации несбалансированного ротора на частотах, близких к критической. Причин этого достаточно много, и, прежде всего, – нецентробежные силы с частотой вращения ротора из-за взаимодействия ротора с неподвижными частями через поток воздуха (газа) в высокооборотных турбинах и компрессорах или через электромагнитное поле в электрических машинах.
Поэтому приходится балансировать на испытательном стенде агрегат с гибким ротором даже после низкоскоростной балансировки ротора на зарезонансном станке в два этапа, на первом выходя на частоты вращения около 80-90% от критической, и лишь на втором — на частоты выше критической. Для минимизации затрат лучше всего пользоваться, как и при первичной балансировке жестких роторов, технологией балансировки на выбеге.
Выше рассматривались особенности балансировки гибких роторов на балансировочном станке (низкоскоростная балансировка) и на испытательных стендах, с выходом на скорости вращения, близкие к критическим. Балансировка гибких роторов на месте также делится на два вида – низкоскоростную и высокоскоростную, каждая из которых имеет свою специфику.
Первая из задач балансировки на месте – синхронно во всех точках контроля записать исходную вибрацию (и метки с датчика оборотов) агрегата при его выводе из эксплуатации на обслуживание. Если к началу работ по балансировке агрегат не работает, следует разогнать его до максимально возможной скорости, при которой вибрация опор не выходит за порог «опасность» и записать вибрацию в режиме выбега с этой скорости вращения.
Вторая задача – провести пробный пуск (пуски) по алгоритмам балансировки жесткого ротора (группы роторов), разгоняя агрегат до такой же (но безопасной) скорости и провести расчеты компенсирующих масс на нескольких скоростях вращения. Если результаты расчета существенно не изменяются с ростом скорости вращения, рекомендуется закончить первый этап (низкоскоростной балансировки), установив корректирующие массы и произведя пуск агрегата, уже с разгоном до более высокой скорости вращения, но при условии отсутствия опасной вибрации.
Если результаты расчета компенсирующих масс существенно зависят от частоты вращения, это признак появления изгибных колебаний ротора или появления нецентробежных сил взаимодействия ротора с потоком (электромагнитным полем). В этом случае первый этап балансировки чаще всего оказывается недостаточным для вывода агрегата на номинальную скорость вращения и необходимо провести дополнительный пуск агрегата с пробной массой, возбуждающей изгибные колебания первой моды, несмотря на всю сложность установки такой массы на ротор. Далее по коэффициентам влияния, измеренным на каждом пробном пуске, рассчитываются и устанавливаются на ротор корректирующие массы, обеспечивающие минимальную вибрацию агрегата на максимальной из доступных скорости вращения. На этом заканчивается третий этап балансировки, после которого делается попытка выйти на номинальную частоту вращения агрегата.
Следующий этап обычно является завершающим, когда агрегат выходит на номинальный режим работы и по данным измерения вибрации на всех рабочих режимах с использованием полученных коэффициентов влияния производится окончательный расчет параметров компенсирующих масс с последующей их установкой на ротор. Если вывести агрегат на штатные режимы работы не удается, проводится следующий этап балансировки по тому же алгоритму с установкой на ротор пробных масс, возбуждающих изгибные колебания второй моды, и так далее.
Если после выхода на номинальный режим работы агрегата задача достижения требуемых уровней оборотной вибрации опор вращения не решена, проводятся работы по диагностике причины повышенной вибрации (см приложение по диагностике).
предыдущая 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 следующая
И так, можно подвести итог :
- Перед балансировкой ротора или системы роторов специалист-балансировщик должен определить,:
- Технология балансировки для всех типов роторов одна.
- Балансировка жестких роторов не должна вызывать трудности у специалиста-балансировщика.
- При балансировке «квазижесткого» ротора допускается использование методов уравновешивания жестких роторов на частотах вращения ниже той, при которой возникает его значительный упругий прогиб.
- Если в системе валопровод присутствуют «квазижесткий» ротор, то система становиться гибкой, при этом появляется продольная связанность колебаний, и методы балансировки жестких роторов для такого валопровода не годятся. В этом случае применяют метод балансировки гибких роторов с использованием коэффициентов влияния.
- Балансировка агрегатов состоящих их гибких роторов принципиально отличается от балансировки жестких и «квазижестких» роторов. Основное отличие в поведении гибких роторов от жестких заключается в том, что гибкие ротора при увеличении скорости вращения меняют свою форму колебаний в зависимости от частоты вращения и формы неуравновешенности.
- Балансировку гибких роторов осуществляют двумя способами: уравновешивание ротора по собственным формам колебаний или с использованием ДКВ.