Вибраций

Нередко при доводке изделия требуется изменить упругодис — сипативпые свойства опоры в ту или иную сторону. Эта же задача возникает и при изменении свойств опоры при наработке.

Автором разработай простой метод решения этой задачи (см. [38]) путем изменения упругофрикционпых характеристик многослойных элементов приложением к ним продольных растягивающих или сжи­мающих усилий.

На рис. 5.61 схематически показан многослойный элемент в демпфи­рующем устройстве, реализующем описываемый способ.

Многослойный элемент 1, закрепленный в демпфирующем устрой­стве с помощью накладок 2, подвергается действию циклической силы Р, возникающей при демпфировании объекта и приложенной к стержню через посредство накладок 3. К накладкам 2 в осевом на­правлении прикладываются постоянные растягивающие или сжима­ющие усилия с помощью пружин 4. Величину и направление осевых усилий регулируют изменением величины натяжения пружин.

Варьированием величины и направления продольных усилий можно в широких пределах изменить демпфирующие свойства многослой­ного элемента; действие на него сжимающих сил способствует увели­чению его демпфирующих свойств, а действие растягивающих сил их уменьшению. Это объясняется следующим. При увеличении, на­пример, осевых сжимающих усилий, действующих на стержень, его расслоенная жесткость надает интенсивнее, чем нерасслоенная. Вслед­ствие этого относительная жесткость стержня, равная отношению пе — расслоениой жесткости к расслоенной, увеличивается, что и приво­дит к возрастанию максимального коэффициента рассеивания.

Эффективность описанного способа проверена экспериментальным путем.

Упругодемнферная опора ротора предназначена, в основном, для снижения амплитуды смещения ротора в резонансной зоне. Вне резо­нансной зоны дополнительная податливость в опорах приводит к увеличению зазора в лопаточных венцах и снижению КПД лопаточ­ной машины в целом.

Автором предложен оригинальный способ подавления вибрации путем ступенчатого изменения жесткости ротора в процессе дости­жения ротором рабочих оборотов [64J.

На рис. 5.62 изображена схема устройства для реализации указан­ного способа.

Способ предотвращения радиаль­ной вибрации роторов турбомашин заключается в изменении частоты собственных колебаний системы, при этом ступенчато увеличивают дав­ление во внутренней полости рото­ра перед разгоном последнего путем подачи в его внутреннюю полость рабочей среды, стравливают избы-

точное давление из внутренней полости ротора после достижения им частоты вращения, превышающей резонансную частоту вращения ро­тора, не нагруженного избыточным давлением.

Для реализации описываемого способа ротор 1 турбомашины (на чертеже не показана) выполняется полым с закрытыми торцами и устанавливается в жесткие подшипниковые опоры 2 без демпфи­рования. На роторе устанавливается датчик 3 оборотов инерцион­ного типа, связанный через отверстие в одном из торцов ротора, ограниченное уплотнительными элементами 4, с золотниковым уст­ройством 5. Последнее соединено также с внутренней полостью рото­ра через уплотнительные элементы 4 и с аккумулятором 6 давления.

На рис. 5.63 представлены ам — плитуді ю-частоті іьіе характеристи­ки системы ротор-корпус с раз­личными способами подавления радиальной роторной вибрации: за­висимость 1 — для ротора с жест­кими опорами; 2 — при подавле­нии вибрации в опорах; 3 — способ подавления вибрации, реализуе­мый включением дополнительной упругодемпферпой системы; 4 — характеристика системы ротор — корпус с паддутым ротором; 5 — характеристика но уровню ампли­туды перемещения ротора в опоре построена для ротора, в котором реализуется описываемый способ подав­ления радиальной вибрации.

При раскручивании ротора до со = со его внутренняя полость соеди- пена через открытое золотниковое устройство 5 с аккумулятором 6 давления (см. рис. 5.62).

При этом ротор имеет жесткость С2 и резонансную частоту со 2, а амплитуда перемещения ротора в опоре характеризуется левой ветвью кривой 5 (см. рис. 5.63). При достижении ротором частоты со = со срабатывает датчик оборотов, связанный с золотниковым устрой­ством, которое перекрывает подачу избыточного давления во внут­реннюю полость ротора и стравливает из этой полости избыточное давление. Жесткость ротора при этом скачкообразно изменяется до значения соответствующего со = сор1, и при дальнейшем наборе

оборотов амплитуда перемещения ротора определяется правой вет­вью кривой 1.

Таким образом, для любого значения со амплитуда радиального перемещения ротора оптимальна. При остановке ротора срабатыва­ние элементов системы происходит в обратном порядке.

Из сравнения зависимостей видно, что применение описываемого спо­соба подавления радиальной вибрации обеспечивает минимально воз­можную амплитуду перемещения па всех режимах работы турбомашины.

В работе [63J автором предложена динамическая система с гибким ротором. Ее применение также позволит снизить амплитуду перемеще­ния ротора вне резонансной зоны и, в конечном счете, повысить КПД лопаточной машины при эффективном подавлении резонансов.

На рис. 5.64 изображена конструкция многослойного ротора (попе­речный разрез), па рис. 5.65 — амплитудно-частотные характеристики ротора при различном его демпфировании (зависимость «я» постро­ена для ротора с жесткими опорами без демпфирования, зависи­мость «б» реализуется при подавлении вибрации ротора в опорах, зависимость «в» — способ подавления вибрации с учетом демпфиро­вания в опорах, описанный в прототипе, зависимость «г» реализует­ся в предлагаемой динамической системе с гибким ротором).

Ротор (см. рис. 5.64) содержит последовательно установленные один па другом с задашгым натягом кольцевые элементы 1, 2,3 па одном из торцов ротора, последние скреплены между собой, например, с помощью штифта 4; равномерно по периферии кольцевых элементов выполнены чередующиеся между собой продольные пазы 5 со скругленными сгепками поверхностей.

Динамическая система с гибким ротором работает следующим образом.

При воздействии на многослойный ротор вибрационной нагрузки ротор изгибается. В местах контакта кольцевых элементов 1, 2, 3 между собой развивается сила трения, препятствующая вибрации изгиба. При превышении распределенной нагрузки между кольцевы­ми элементами 1, 2, 3 по величине силы трения происходит про­скальзывание кольцевых элементов относительно друг друга. Реали­зуемая при этом сила трения рассеивает энергию изгиба.

Торцовое крепление кольцевых элементов с помощью, например, штифта 4 позволяет увеличить величину работы сил трения за счет ее накопления по длине вала, так как для реализации проскальзыва­ния кольцевых элементов между собой необходимо преодолеть ин­тервал сил трения по всей длине вала.

При реализации работы сил трения система выделяет энергию в виде тепла, которое отводится теплоносителем, циркулирующим че­рез продольные пазы 5.

Из сравнения амплитудно-частотных характеристик системы ро­тор-корпус (см.’ рис. 5.65) видно, что применение мпогослойности в конструкции ротора более эффективно подавляет энергию вибрации (см. зависимость «г»).

Применение дайной конструкции ротора позволит за счет эффективного подавления роторной вибрации снизить амплитуду радиального перемещения ротора в опоре до значения 0,02…0,01 мм, что повышает надежность и ресурс системы в целом.

Кроме того, уменьшение радиального зазора между лопатками ротора и корпусом турбомашипы позволяет на 3—5 % повысить внут­ренний КПД турбомашипы, а использование легко заменяемых вне­шних кольцевых элементов снижает время на ремонт многослойного ротора, что в целом улучшает эксплуатационные характеристики си­стемы в целом.

В изобретении [59J автор В. А. Антипов предложил новый способ подавления вибрации ротора. Суть изобретения заключается в том, что при остановке вращения ротора сокращают выбег ротора путем изменения сопротивления движению ротора резким сбросом давле­ния рабочей среды в полости упругодемпферной опоры ротора, за­полненной рабочей средой.

При наличии в опоре ротора полости, заполненной рабочей сре­дой, давление в этой полости определяет жесткость опоры, а жест-

кость, в свою очередь, амплитуду колебаний ротора. При резком сбросе давления в полости динамическая жесткость опоры становит­ся близкой к статической. При этом резко уменьшается сопротивле­ние опоры прецессионному движению ротора, но возрастает сопро­тивление его вращению, что приводит к гашению колебаний, сокращению времени выбега ротора.

На рис. 5.66 показано устройство, реа­лизующее способ гашения колебаний ро­тора (продольный разрез). Устройство со­держит корпус 1, внутреннее кольцо которое установлено па невращающуюся обойму подшипника 3 ротора 4, а также многослойный пакет гофрированных плас­тин 5, расположенный в полости 6, запол­ненной рабочей средой и сообщающейся с источником давления (не показан) через канал 7. Полость ограничена корпусом 1, кольцом 2 и крышками 8и 9.В нижней части корпуса 1 выполнены отверстия 10, через которые в случае необходимости осу­ществляют сброс давления.

Устройство работает следующим обра­зом. В рабочем положении отверстия 10 перекрыты, например, с помощью заслон­ки или электромагнитных клапанов с сед­лами. Через канал 7 в полость подается рабочая среда иод давлением. При вибра­ции ротора колебания вала гасятся за счет работы сил трения в многослойном гофри­рованном пакете 5, а также при вытеснении рабочей среды через зазо­ры между пластинами и через зазоры между отверстиями 10 и корпу­сом 1 опоры.

При аварийной остановке двигателя рабочая полость 6 посред­ством отверстий 10 соединяется со сливом. Давление в рабочей по­лости 6 резко надает. Динамическая жесткость опоры становится близ­кой к статической. При этом резко уменьшается сопротивление опоры прецессионному движению вала 4. Под действием сил от дисбаланса ротора развивается прецессия вала 4 в опоре, что и приводит к сокра­щению времени остановки вращения, т. е. к сокращению выбега ротора.