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.