---

настоящим

исленные значения, определяемые в соответствии с

разделом, можно использовать лишь в качестве рекомендуемых, но не норм при приемке изделия. При таком использовании можно ожидать удовлетворительных результатов в процессе эксплуатации, хотя могут возникнуть ситуации, требующие отклонения от этих рекомендаций.

В особых случаях эти рекомендации могут служить основой для более детальных исследований, например, когда требуется более точное определение требуемого качества балансировки.

Иногда машины проектируют для специальных целей, что неиз­бежно сказывается на их виброхарактеристиках, например авиаци­онные реактивные двигатели и их модификации для промышленных целей. Одним из основных требований к таким двигателям является ограничение максимальной массы, вследствие чего основные эле­менты и подшипниковые опоры обладают значительно большей по­датливостью, чем в обычных машинах. При проектировании подобных машин делают все возможное для уменьшения нежелатель­ных последствий повышенной податливости подшипниковых опор, в частности, проводят множество испытаний в процессе разработки с целью обеспечения приемлемых и безопасных уровней вибрации. На случаи, когда допустимые уровни вибрации устанавливают в ход

е

длительных виброиспытаний до начала выпуска изделия, рекоменда­ции настоящего раздела не распространяются.

к

На вибрацию оказы

on

ет влияние множество факторов, в том числе

ачество монтажа машины, наличие перекоса ротора и т.д.

Указываемые в технических условиях на машину максимальные допустимые уровни вибрации обычно относится к суммарной (общей) вибрации, имеющей сложный частотный спектр и возни­кающей в результате действия всех факторов. Изготовитель должен определить допустимый уровень вибрации, вызываемой только дис­балансом ротора, при котором общая вибрация не превосходит уста­новленных пределов.

Особое внимание следует обращать на уровни вибрации ротора в местах наименьшего зазора, например лабиринтных уплотнениях в связи с высокой вероятностью повреждений. Следует помнить, что условия эксплуатации могут вызвать изменение собственных мод и, следовательно, уровней вибрации. Валопроводы с жесткой связью (например в паротурбинных агрегатах) требуют особого внима­ния к факторам, определяющим условия работы валопроводов (при­ложение А).

Допустимую вибрацию на балансировочном оборудовании можно регламентировать в виде:

• вибрации подшипниковых опор, которую определяют по до­пустимой вибрации подшипниковых опор машины

или

• вибрации ротора, которую определяют по допустимой вибра­ции ротора машины.

В

(1)

обоих случаях соответствующую допустимую вибрацию на час­тоте вращения на балансировочном оборудовании Y следует опреде­лять с использованием коэффициентов преобразования по формуле

где X — допустимая общая вибрация в горизонтальном или вер­

тикальном направлениях, измеряемая на машине в диапазоне рабо­чих частот вращения в соответствии с техническими условиями на машину или стандартом (например ГОСТ 25364);

К$ — отношение значения допустимой вибрации на частоте вра­щения к допустимому значению общей вибрации (Л^ < 1);

К — коэффициент, учитывающий отличие характеристик под­шипниковых опор и (или) устройств сопряжения (муфты) баланси­ровочного оборудования и машины. Определяется как отношение вибрации на частоте вращения, измеряемой на балансировочном оборудовании (ротор или подшипниковая опора), к вибрации на частоте вращения машины на месте эксплуатации (если нельзя принять = 1). Значение часто зависит от направления изме­рений;

К₂ — коэффициент, учитывающий различие точек измерения виб­рации на балансировочном оборудовании и точек, для которых определено значение X, и зависящий от характеристик мод ротора. Если вышеуказанные точки совпадают, К₂ = 1, в противном случае для получения значения К₂ можно воспользоваться расчетной моде­лью динамики роторной системы.

Значения коэффициентов преобразования К и К₂ могут изме­няться в широких пределах и зависеть от частоты вращения. При­мерные значения коэффициентов и К представлены в приложении С. Значения К₂ следует устанавливать для каждого конкретного случая. При совпадении критической частоты вращения с рабочей частотой необходимо использовать более высокие значения коэффициентов преобразования. На практике нет необходимости определять эти коэффициенты по отдельности, так как изготовитель и потребитель по договоренности между собой устанавливают их произведение.

Примеры использования коэффициентов преобразования приве­дены в приложении F.

Следует иметь ввиду, что на критических частотах возможно усиление отдельных мод вибрации. Поэтому целью балансировки является не только ограничение вибрации в диапазоне рабочих скоростей вращения, но и обеспечение безопасного перехода через критические частоты, если они меньше максимальной рабочей. Для критических частот трудно установить количественные крите­рии, так как необходимо учитывать многие факторы, например демпфирование.

В условиях, когда необходимо контролировать прогиб ротора при его разгоне в связи с опасностью задеваний о статорные части или возникновения недопустимых напряжений, на критических частотах, меньших эксплуатационной, следует измерять размах вибропереме­щения в той части ротора, где оно максимально.

11 РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ОПРЕДЕЛЕНИЮ ДОПУСТИМОГО ОСТАТОЧНОГО ДИСБАЛАНСА В ПЛОСКОСТЯХ КОРРЕКЦИИ

ПЛ Общие положения

Не существует простой зависимости между дисбалансом ротора и вибрацией машины при эксплуатации. На вибрацию влияют масса машины и ее фундамента, жесткость подшипников и фундамента, близость рабочей частоты к резонансной частоте, демпфирование.

Представленные ниже рекомендации — пример разработки руко­водства по обеспечению качества балансировки гибких роторов. Они получены опытным путем при ограниченном числе экспериментов с роторами различных классов. При соблюдении рекомендации можно ожидать удовлетворительной работы ротора в эксплуатации, хотя в отдельных случаях могут оказаться необходимыми отклонения от них.

Значения, получаемые в соответствии с настоящим разделом,

могут использоваться лишь в качестве рекомендуемых, но не норм при приемке изделия.

роторов класса 2

Значение остаточного дисбаланса роторов класса 2 должно соот­ветствовать ГОСТ 22061.

У роторов подклассов 2f, 2q и 2h каждый из элементов или, если

возможно, сборку элементов следует балансировать до пределов, полученных опытным путем или указанных в ГОСТ 22061.

роторов класса 3

Для гибких роторов, дисбаланс которых независимо от его рас­пределения существенно влияет только на основную собственную моду, эквивалентное значение для основной собственной моды не должно превышать 60 % дисбаланса по ГОСТ 22061 для максималь­ной частоты вращения.

Если проводят низкочастотную балансировку, то полный остаточ­ный дисбаланс не должен превышать значений, приведенных в ГОСТ 22061 для максимальной рабочей частоты вращения.

Для гибких роторов, дисбаланс которых независимо от его рас­пределения существенно влияет только на основную и вторую соб­ственные моды, эквивалентное значение дисбаланса для основной собственной моды не должно превышать 60 % этих значений на максимальной рабочей частоте вращения.

Если проводят низкочастотную балансировку, значение остаточ­ного дисбаланса не должно превышать значений, приведенных в ГОСТ 22061.

Для этих роторов рекомендуемых значений остаточного дисбалан­са не установлено.

Примечания

1. Метод экспериментального определения эквивалентного дисбаланса представ­лен в приложении D.

2. Рекомендации не распространяются на роторы с консольной частью, если она имеет значительный динамический прогиб.

3. Указанные выше рекомендуемые значения могут быть пересмотрены, если

р

критическим частотам вращения.

абочие частоты близки к основной или второй

4. Рекомендуемые значения остаточного дисбаланса не гарантируют соблюдения норм вибрации в балансировочном устройстве при частотах вращения от 80 до 120 % любой критической частоты вращения. Усиление вибрации требует более точной балансировки, так как, например, демпфирование в балансировочном оборудовании зачастую меньше, чем в машине на месте установки.

Если не представляется возможным выполнить балансировку по всем модам изгиба ротора (например вследствие недостаточного количества плоскостей коррек­ции), то следует провести балансировку по особенно важным модам

.ФАКТОРЫ, УЧИТЫВАЕМЫЕ ПРИ БАЛАНСИРОВКЕ
НА МЕСТЕ МНОГООПОРНЫХ ГИБКИХ ВАЛОПРОВОДОВ

А. 1 Дисбаланс не является единственной причиной вибрации ротора, втом числе вибрации на частоте вращения. Приступать к балансировке следует предварительно исследовав влияние описываемых ниже факторов, определяющих уровни вибрации машины.

Это особенно важно для валопроводов, состоящих из двух и более роторов. Примером является крупный паротурбинный агрегат.

А.2 Несоосность и перекос подшипников

Несоосность и перекос подшипников могут вызвать вибрацию, которую невозмож­но устранить балансировкой. При сильной вибрации следует улучшить центровку подшипников

А.З Эксцентриситет и несоосность соединений

Практически невозможно соединить крупные роторы без эксцентриситета или несоосности элементов соединений.

Если качество соединений вызывает сомнения или валопровод не поддается балансировке, следует проверить и привести в норму концентричность и соосность муфт и лишь затем приступить к балансировке.

А.4 Неустойчивость ротора на масляном клине

Различные формы неустойчивости роторов могут иметь место в подшипниках с гидродинамической смазкой. Признаки неустойчивости хорошо известны, поэтому перед балансировкой необходимо удостовериться в их отсутствии.

НИЗКОЧАСТОТНАЯ БАЛАНСИРОВКА РОТОРОВ ПОДКЛАССА 2d
В ТРЕХ ПЛОСКОСТЯХ

В.1 В данном приложении рассматривается низкочастотная балансировка рото ров, начальный дисбаланс которых распределен по длине равномерно или по линей­ному закону и которые имеют одну плоскость коррекции в центре и две на краях.

Они достаточно хорошо балансируются, если извесгна доля дисбаланса, которая должна быть устранена в центральной плоскости. Данное приложение описывает метод расчета корректирующих масс в трех плоскостях, исходя из начальных дисбалансов, определенных в двух плоскостях измерения дисбаланса. Векторная сумма сил и моментов, создаваемых корректирующими массами Ц, (/2» ^3 в трех плоскостях коррекции относительно некоторой точки на роторе, должна быть равной сумме сил и моментов начальных дисбалансов U_L и U# относительно этой же точки.

Методика балансировки пригодна при выполнении следующих условий:

• межопорный ротор;

• — масса ротора распределена равномерно, консольные части отсутствуют;

• — изгибная жесткость ротора по длине одинакова,

— положение плоскостей коррекции на концах ротора относительно его середины

симметрично;

— рабочие частоты вращения значительно ниже второй критической частоты

В. 2 Ротор может быть полностью отбалансирован вплоть до первой критической

частоты, если выполняются следующие векторные уравнения:

</, = U_L- 0,5 H(U_R+ U_L), U_i=H(U_K+Ui), (В.1)

Z/₃= 6/_д-О,5 H(U_K+ U_L), где H определяет долю дисбаланса в центральной плоскости коррекции.

З

где z — расстояние от левого

ависимость Н от z/І представлена на рисунке

подшипника до ближайшей плоскости коррекции, / — расстояние между подшипни­ками (длина ротора).

Постоянная Н равна нулю при ^// ~ 0,22. Это означает, что в данном случае необходимость использования центральной плоскости коррекции отпадает.

Н

Рисунок В.1 — График для определения доли дисбаланса,
подлежащего устранению в центральной плоскости коррекции

КОЭФФИЦИЕНТЫ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ

Коэффициенты преобразования для расчета допустимой вибрации на частоте вращения в балансировочном устройстве приведены в таблице С.1 в соответствии со следующей классификацией:

1. Составные части машин.

2. Машины средних размеров, не имеющие специальных фундаментов, а также двигатели и машины (до 300 кВт), жестко закрепляемые на специальных фундаментах.

3. Крупногабаритные приводные двигатели и крупногабаритные машины на жест­ких и тяжелых фундаментах, имеющих малую податливость в направлении измерения вибрации.

4. Крупногабаритные приводные двигатели и крупногабаритные машины на фун­даментах, имеющих значительную податливость в направлении измерения вибрации.

Таблица С.1

Но­

мер
клас-
сифи-
кации

Типовая машина

Вибрация
подшипни-
ковой
опоры