Методы прогнозирования и снижения вибрации гибких систем турбоагрегатов

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 (ТГТД), газотурбинных энергетических установок, паровых турбинсюда 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.

248 253 257 260 268 286.

7.3. Стенд для вибростабилизации роторов турбоагрегатов.

7.4. Экспериментальная вибростабилизация роторов турбоагрегатов.

7.5. Выводы по седьмой главе.

Выводы по диссертации.

Библиографический список литературы.

Приложение. 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: виброизоляциядемпфированиединамическое гашение колебанийсовершенствование 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 грамотного и 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: С. П. 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.

Ф.М. Диметберга, В.А. ЛЦепетильникова, A.A. Гусарова, М. Е. Левита, А. И. Максименко, В. П. Ройзмана, ЭЛ. Позняка, Л. Н. Кудряшова, Н. Я. Кушуль, A.B. Шляхтина, Б. Т. Рунова, П. Д. Вильнера, Н. Г! Самарова, ВН. 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 роторов, 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 диско-барабанной конструкции и роторов с центральным валом. 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. Таким образом, балансировка указанных изделий представляет собой достаточно важную и актуальную проблему современной технологии.

В тоже время положение дел в отношении теоретического обеспечения процессов уравновешивания роторов в настоящее время таково, что.

1 Под термином «метод балансировки» мы понимаем совокупность условий и ограничений, в соответствии с которыми определяются значения корректирующих масс и выполняется коррекция начального дисбаланса. промышленность во многом должна полагаться на эксперимент, а это, безусловно, приводит к удорожанию процесса создания и доводки новых изделий и далеко не всегда гарантирует выбор оптимального варианта. Между тем аналитическое решение многих вопросов, составляющих данную проблему, может быть найдено на базе вероятностного подхода к анализу движения механических систем, возбуждаемых дисбалансом. Так роторы большинства изделий конструктивно обладают упругой и инерционной круговой симметрией и присущую им неуравновешенность следует отнести за счет случайных погрешностей изготовления, которые совершенно неизбежны в современном производстве и обычно нормируются сложной системой допусков и технических условий. Таким образом, необходимость и целесообразность вероятностного подхода к проблеме уравновешивания вращающихся масс обусловлена прежде всего характером самой неуравновешенности, которая возникает в результате суммарного воздействия большого числа случайных факторов и относится, следовательно, к категории случайных величин или явлений.

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 обычных низкочастотных станках, проводимых на различных стадиях сборки роторов, и затем точно выполнить динамические условия уравновешенности, не прибегая к методам высокочастотной балансировки.

В тоже время абсолютным условием сохранения достигнутого в процессе балансировки уровня вибрации турбоагрегата в условиях эксплуатации является стабильность его геометрии и формы. Подобная постановка вопроса в данной диссертации является особенно актуальной, если учесть, что влияние эксплуатационного дисбаланса на вибрацию изделия не может быть устранено с помощью предварительной балансировки.

Цель работы. Снижение вибрации турбоагрегатов за счет совершенствования расчетных методов проектирования и оптимизации динамических характеристик, совершенствования и оптимизации процессов низкочастотной балансировки на базе вероятностного анализа и прогнозирования дисбаланса.

Важность исследования обусловлена следующими обстоятельствами:

1. Широким применением в машиностроении, в частности, в конструкции тепловых двигателей или энергетических агрегатов гибких валов и гибких роторов;

2. Жесткими ограничениями по уровню допустимой вибрации, которые установлены для роторных машин различного назначения;

3. Отсутствием теоретической и методологической базы для прогнозирования процессов уравновешивания роторов, ввиду чего промышленность должна полагаться на эксперимент, а это, безусловно, приводит к удорожанию процесса создания и доводки новых изделий и далеко не всегда гарантирует выбор оптимального варианта.

4. Невозможностью для большинства организаций, изготавливающих или эксплуатирующих роторные машины, использовать специальное балансировочное оборудование для качественной высокочастотной балансировки гибких роторов, а также сложностью и высокой трудоемкостью соответствующей технологии.

Объект исследования. Агрегаты турбонадцува ДВС, тепловые двигатели, транспортные газотурбинные двигатели, насосные и компрессорные агрегаты, газотурбинные установки и др.

Предмет исследования. Методы уравновешивания и прогнозирования дисбаланса гибких валов и гибких роторов турбоагрегатов, ориентированные на использование обычных низкочастотных балансировочных станков.

Задачи исследования.

1. Разработать методологию вероятностного и статистического прогнозирования начального и эксплуатационного дисбаланса гибких валов и роторов турбоагрегатов, основанную на использовании результатов низкочастотного уравновешивания и позволяющую проектировать изделие с заранее определенными вибрационными характеристиками.

2. Разработать комплексную методику уравновешивания гибких валов и роторов, ориентированную на применение низкочастотных балансировочных станков и основанную на точном детерминировании эпюр распределения начального дисбаланса и выполнении заданных динамических условий уравновешенности.

3. Разработать принципы построения технологического процесса балансировки гибких валов и гибких роторов, отвечающих указанной методике.

4. Разработать необходимые математические модели и алгоритмы для реализации указанной вероятностной и статистической методологии прогнозирования, а также комплексной методики уравновешивания.

5. Разработать необходимое программное обеспечение вибрационной диагностики турбоагрегатов, основанное на указанных математических моделях и алгоритмах, для использования непосредственно в производственных условиях.

6. Разработать методы вероятностной, детерминированной и статистической оптимизации низкочастотного уравновешивания роторов турбоагрегатов, проводимой с учетом указанной вероятностной и статистической методологии прогнозирования, а также комплексной методики уравновешивания, по критериям максимальной динамической эффективности балансировки и минимальных значений корректирующих масс.

7. Разработать методы обеспечения стабильности геометрии и формы роторов турбоагрегатов в условиях эксплуатации, а также устройства для их осуществления.

Методы исследования. Методы исследования основаны на применении линейной теории колебаний механических систем, теории вероятности, методов численного моделирования, методов Монте-Карло (случайного поиска и ЛПт-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-ЗсЬепск.

Научная новизна работы.

1. Разработана методология вероятностного и статистического прогнозирования начального дисбаланса и дисбаланса в рабочих условиях гибких валов и роторов турбоагрегатов, с учетом радиальных и торцевых биений, погрешностей изготовления лопаток, погрешностей сборки и балансировки, позволяющая проектировать изделие с заранее определенными вибрационными характеристиками.

2. Разработана комплексная методика уравновешивания гибких валов и роторов, ориентированная на использование низкочастотных балансировочных станков и обеспечивающая низкий уровень вибрации изделий в условиях эксплуатации.

3. Сформулированы новые принципы построения технологии уравновешивания, отвечающие разработанной комплексной методике.

4. Разработаны необходимые математические модели и алгоритмы для реализации указанной вероятностной и статистической методологии прогнозирования, а также комплексной методики уравновешивания.

5. Создан метод вероятностной оптимизации балансировки, позволяющий выбрать рациональный метод уравновешивания на стадии проектирования изделия.

6. 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.

Практическая значимость работы включает:

1. Разработаны алгоритмы вероятностного и статистического прогнозирования начального дисбаланса и дисбаланса в рабочих условиях гибких валов и роторов турбоагрегатов, с учетом радиальных и торцевых биений, погрешностей изготовления лопаток, погрешностей сборки и балансировки, позволяющие проектировать изделие с заранее определенными вибрационными характеристиками.

2. Создана комплексная методика низкочастотной балансировки гибких валов и роторов, которая обеспечивает выполнение как статических, так и динамических условий уравновешенности и, как следствие этогозначительно меньший уровень вибрации турбоагрегатов, возбуждаемой дисбалансом.

3. Разработаны новые принципы построения технологии балансировки, отвечающие разработанной комплексной методике.

4. Создано уникальное испытательное технологическое оборудование для обеспечения стабильности геометрии и формы роторов турбоагрегатов в условиях эксплуатации и разработаны математические модели и алгоритмы расчета основных динамических характеристик конструкции. На базе экспериментальных исследований даны рекомендации по прогнозированию влияния вибрационного нагружения на стабильность формы и геометрии роторов.

5. Создано программное обеспечение для вибрационной диагностики турбоагрегатов, оптимизации динамических характеристик, оптимизации процессов низкочастотной балансировки на базе вероятностного анализа и прогнозирования дисбаланса.

Результаты научной работы внедрены на ОАО «Азотреммаш», ОАО «АВТОВАЗ», ОАО «Электросеть» а так же в учебный процесс ТГУ (г. Тольятти), ВИСУ (филиал, в г. Тольятти), СГАУ имени академика С. П. Королева, (филиал, в г. Тольятти), МГТУ «МАМИ», и может быть использована в организациях, занятых проектированием, изготовлением, доводкой и эксплуатацией турбоагрегатов.

Достоверность полученных результатов обеспечивается обоснованностью исходных предположенийадекватностью теоретических предположений экспериментальным даннымнадежностью научных и расчетных методов, основанных на теории колебаний линейных механических систем и теории вероятности и математической статистикидублированием проводимых расчетов с использованием для этого различных методикприменением 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, 2003 г.), 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, 2003 г.), Международной научно-технической конференции «Современные технологические системы в машиностроении» (г. Барнаул, АГТУ имени И. И. Ползунова, 2003 г.), Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (г. Тольятти, ТГУ, 2004 г.), Межвузовской конференции «Колесные и гусеничные машины» (г. Москва, МГТУ «МАМИ», 2004 г.), Всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (г. Тольятти, ТГУ, 2005 г.), Международной научно-технической конференции «Наука и образование — 2006» (г. Мурманск, МГТУ, 2006 г.), Международной научно-технической конференции «Кибернетика и высокие технологии XXI века» (г. Воронеж, ВГТУ, 2006 г.).

По результатам работы опубликованы 2 книги, 35 статей и получены 2 патента РФ на изобретение.

Основные положения, выносимые на защиту. На защиту выносятся основные положения нового научного подхода к снижению вибрации турбоагрегатов за счет применения комплексных методов и алгоритмов вероятностного и статистического прогнозирования дисбаланса роторов турбоагрегатов, основанных на использовании результатов низкочастотного уравновешивания и экспериментальных данных, позволяющие проектировать изделие с заданными динамическими характеристиками и снизить временные и материальные затраты в условиях проектирования, доводки и эксплуатации турбоагрегатов.

Выводы по диссертации.

1. Развитие методов прогнозирования дисбаланса гибких роторов турбоагрегатов представляет значительную и весьма актуальную проблему для современного машиностроения. Аналитическое решение этой проблемы может быть найдено на базе вероятностного подхода к анализу движения механических систем, возбуждаемых дисбалансом.

2. Сформулированы основные положения теории уравновешивания гибких роторов турбоагрегатов, которые 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 прогибаустранение динамического прогиба в заданных точках и частотах вращенияустранение 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 < п < 4,5п, необходимо четыре плоскости коррекциив диапазоне 0 < п < Ъп число этих плоскостей можно уменьшить до трех (и* - 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:

Р = {п!п) где п — максимальная эксплуатационная частота вращения. Обычно при У3 <0,5 ротор может еще рассматриваться, как жесткий, и балансироваться на низких частотах в двух плоскостях коррекции.

3. Показано, что вибрация ротора так же зависит от стабильности его геометрии. Остаточные напряжения в деталях ротора создают дополнительные изгибные деформации, увеличивающие значение динамических прогибов ротора и его дисбаланс. Снизить значение остаточных напряжений возможно методом вибростабилизации, которая в данном случае является единственным, с точки зрения технологичности и экономичности, способом, обеспечивающим достаточно высокую степень минимизации уровня остаточных напряжений и сохранность равновесия оставшихся в деталях внутренних напряжений даже при воздействии на них внешних нагрузок — физических и эксплуатационных.

4. Сформулированы принципы построения методологии прогнозирования начального дисбаланса роторов с центральным валом и диско-барабанной конструкции, с учетом радиальных и торцевых биений дисков, погрешностей изготовления лопаток, погрешностей сборки и балансировки. Во всех этих случаях дисбаланс ротора или отдельно взятой детали, можно свести к трем основным схемам суммирования случайных компланарных векторных величин: первая — при которой модули слагаемых детерминированы, а фазы равно распределены по всей окружностивтораяпри которой и модули и фазы слагаемых случайнытретья — где фазы детерминированы и соответствуют точкам деления окружности на п равных частей, а модули — одинаковые, нормально распределенные случайные величины. Во всех случаях модуль суммарного вектора — дисбаланс, подчиняется’распределению Релея с найденными в зависимости от схемы параметрами распределения.

5. Разработана и создана комплексная методика низкочастотной балансировки гибких валов и роторов в (N+2) плоскостях коррекции, ориентированная на применение обычных низкочастотных балансировочных станков и основанная на точном детерминировании эпюр распределения начального дисбаланса и точном выполнении заданных динамических условий уравновешенности. Разработано и создано математическое обеспечение, и комплекс программных средств для реализации указанной методики непосредственно в производственных условиях. Разработаны принципы построения технологического процесса балансировки гибких валов и гибких роторов, отвечающих указанной методике.

6. Разработана и создана методология прогнозирования начального дисбаланса роторов с центральным валом и диско-барабанной конструкции. Предложенная методология прогнозирования базируется на промежуточных результатах комплексной методики низкочастотной балансировки, при этом для каждого отдельно взятого ротора гарантировано выполняются заданные динамические условия уравновешенности. Данные, полученные таким образом, используются в дальнейшем для расчета начального дисбаланса роторов других типоразмеров, но имеющих аналогичную конструкцию и изготовляемых по аналогичной технологии. Разработаны и созданы математические алгоритмы прогнозирования и расчета начального дисбаланса, как для роторов с центральным валом, так и диско-барабанной конструкции.

7. Теоретически и экспериментально показана возможность прогнозирования начального дисбаланса узлов и деталей ротора уже на ранней стадии конструирования и разработки технологического процесса. Опытное распределение хорошо аппроксимируется законом Релея, а параметры распределений, экспериментальные и найденные из расчета, достаточно близки. Модули линейных и угловых векторных погрешностей ус, 8с, А подчиняются релеевскому распределению. Значения параметров распределений а (у) и а{8) для рассматриваемых здесь роторов составляют а (у) = 3−10″ 5 рад.- а (д) = 0,05 мм с границами доверительных интервалов (соответствующими вероятности Р=0,95): 2,7−10″ 5 рад. <�а{у)< 3,3−10″ 5 рад.- 0,045 мм <�а (д) < 0,055 мм. Следовательно, предложенная методология прогнозирования точно учитывает основные факторы, влияющие на величину начального дисбаланса. Хорошее совпадение расчетных и экспериментальных данных свидетельствует о возможностях вероятностного расчета дисбалансов, основанного на применении распределения Релея.

Полученные результаты могут быть использованы при решении ряда вопросов динамики и балансировки роторных систем. Вместе с тем они позволяют влиять на конструкцию и технологию изготовления, добиваясь минимального уровня начального дисбаланса изделий.

8. Указанная комплексная методика адаптирована для применения в производстве. Экспериментальные результаты уравновешивания роторов компрессорных агрегатов «Синтезгаз» говорят о ее высокой эффективности. Динамические прогибы и динамические реакции на опорах ротора снижаются в среднем на 10.20Д6. Результаты экспериментальных работ указывают на возможность полномасштабного внедрения предлагаемых методологии прогнозирования дисбаланса и комплексной методики уравновешивания роторов турбоагрегатов в производство.

9. Разработана методика вероятностной оптимизации низкочастотного уравновешивания роторов турбоагрегатов. В качестве критериев эффективности используются коэффициенты, характеризующие отношение предельных (с заданной вероятностью) значений прогибов или реакций, полученных для отбалансированного к соответствующим параметрам, полученным для ротора в исходном состоянии. Вероятностный анализ эффективности базового и предлагаемых методов уравновешивания показал, что эффективность уравновешивания в (N+2) плоскостях коррекции, т. е. по разработанной здесь ' комплексной методике, значительно превышает эффективность, достигаемую по базовой технологии. Это позволяет сделать вывод о целесообразности перехода на новые способы уравновешивания.

10. Впервые поставлена и решена задача оптимизации низкочастотного уравновешивания каждого отдельно взятого ротора, распределение начального дисбаланса которого предварительно полностью детерминировано. Разработана и создана методика детерминированной оптимизации низкочастотного уравновешивания роторов турбоагрегатов путем простого перебора и численного анализа всех возможных вариантов уравновешивания. Результаты, полученные в ходе расчета по разработанной методике, позволяют уверенно выбрать такое сочетание параметров уравновешивания, которые отвечают требованиям минимизации целевых функций — коэффициентов динамической эффективности и размеров корректирующих дисбалансов.

11. Разработана и создана методика статистической оптимизации низкочастотного уравновешивания роторов турбоагрегатов, проводимая с учетом разработанной вероятностной и статистической методологии прогнозирования, а также комплексной методики балансировки, путем случайного поиска и ЛПх-поиска. Результаты, полученные в ходе расчета, позволяют существенно снизить значения корректирующих дисбалансов, сохраняя при этом динамическую эффективность уравновешивания на достаточно высоком уровне.

12. Сформулированы принципы построения методологии вероятностного и статистического прогнозирования дисбаланса гибких валов и роторов турбоагрегатов в рабочих условиях, с учетом аэродинамического и эксплуатационного дисбаланса, подчиняющегося распределению Релея.

Разработана и создана методология вероятностного прогнозирования аэродинамического дисбаланса, определяемого как линейная функция погрешностей установки лопаток — для компрессоров и проходных сечений межлопаточных каналов — для турбины. Влияние аэродинамического дисбаланса для турбокомпрессорных агрегатов малой и средней мощности сравнительно невелики: например, для компрессора 1 031 463В5 оно соизмеримо с допуском на балансировку. Однако величина аэродинамического дисбаланса существенно возрастает по мере увеличения газодинамической нагрузки на лопатках и становится весьма ощутимой, например, на вентиляторных ступенях мощных двухконтурных турбореактивных двигателей или воздушных винтах.

Разработана и создана методология вероятностного прогнозирования эксплуатационного дисбаланса, определяемого нестабильностью центрирования деталей турбоагрегатов в соединительных элементах. Недостаточно стабильны фланцевые соединения на центрирующих болтах или с центрирующим буртом. Предпочтительны конструкции, где обеспечивается надежная относительная фиксация сопрягаемых деталей как в радиальном, так и в тангенциальном направлениях, например, соединения с торцевыми шлицами, цельнометаллические или сварные конструкции.

13. Разработаны математические алгоритмы прогнозирования и расчета аэродинамического и эксплутационного дисбаланса, для реализации указанных выше методик. Результаты, полученные на основании указанных алгоритмом, удовлетворительно согласуются с экспериментальными данными, и могут использоваться на ранних этапах проектирования и доводки изделий. Анализ полученных теоретических и экспериментальных данных свидетельствует, что стабильность роторов, включающих указанные выше соединительные элементы, можно несколько повысить, включая в технологию их изготовления, такие операции, как разгонные испытания или вибронагружение окончательно собранных роторов с последующей их добалансировкой.

14. Разработаны и предложены новый метод вибростабилизации роторов турбоагрегатов и устройства для его осуществления: «устройство для вибростабилизации», «генератор крутильных колебаний», которые имеют ряд существенных преимуществ: вибростабилизация проводится не только вала, а узла в целом, что обеспечивает стабилизацию всей конструкции. Существенным является то, что такая схема повышает стабильность центрирования рабочих колес, а следовательно снижает дисбаланс роторов в условиях эксплуатациивозможность передачи значительных переменных усилий при высокой частоте колебаний, так как сох = со0- реальное равномерное распределение переменного усилия по всех поверхности вала ротора.

15. Разработан и создан промышленный образец ГКК, который является регулируемым, т. е. в конструкции предусмотрена возможность снижения дисбалансной массы, путем установки дисбалансной пластины меньшей массы или набора пластин, а так же путем изменения массы генератора, за счет подвешивания дополнительной массы к нижней крышке. Это позволяет регулировать режимы вибростабилизации. Разработаны и предложены математические модели и алгоритмы расчета основных динамических характеристик конструкции ГКК.

16. Разработан и создан уникальный стенд для вибростабилизации роторов турбоагрегатов в сборе, позволяющий проводить стабилизацию формы и геометрии сборных роторов рассматриваемых типоразмеров турбоагрегатов. Стенд адаптирован для применения непосредственно в производственных условиях.

17. Проведенные экспериментальные исследования влияния вибрационного нагружения на стабильность формы и геометрии роторов турбоагрегатов позволяют сделать следующие выводы: вибростабилизация роторов в сборе является эффективным методом борьбы с дисбалансом, а следовательно и с роторной вибрациейторцевые биения дисков снижаются в среднем 0,01.0,03 мм, что является высоким показателем, если учитывать, что 90% дисбаланса роторов турбоагрегатов связано именно с торцевыми биениями дисковмодули торцевых биений подчиняются распределению Релея, как до вибростабилизации, так и после нее, причем для рассматриваемых здесь конструкций роторов, до вибростабилизации а (^)=0,02.0,03 мм, а после вибростабилизации снижается в среднем в 2 раза и составляет сх{з^)=0,012.0,015 ммоптимальные режимы обработки для стабилизации формы и геометрии роторов: время обработки 5.10минвозникающие касательные напряжения на валу, от действия динамического крутящего момента 10. 12МПа.