---

Абсолют-
ная вибра-
ция ротора

Относи-
тельная
вибрация
ротора

Компрессор

наддува.

М ал ы е эл е ктрод ви гате л и до 15 кВт __________

Бумагоделательные ма­шины.

СО

Э

Электрические машины среднего размера 15—75 кВт.

Электрические машины на специальных фундаментах (до 300 кВт).

Компрессоры

Малые турбины

Крупные электродвигатели

Насосы

Двухполюсные генераторы

Турбины и многополюсные генераторы

Газовые турбины

двухполюсные генераторы

Турбины и многополюсные генераторы

о,7-1,0

СО _ 0,7-СО 0,7-СО 0,8-1,0 0,9-1,0

СО
0,8-1,0
0,9-1,0

От 0,6 до

С6

От 1,6 до От 1,0 до

5,0 3,0

КСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЭКВИВАЛЕНТНЫХ
МОДАЛЬНЫХ ДИСБАЛАНСОВ

Для определения эквивалентного дисбаланса, вызывающего л собственную моду вибрации ротора, и для оценки эквивалентного остаточного дисбаланса может приме­няться следующая процедура.

D.1 Установить ротор на балансировочное оборудование.

D.2 Разогнать ротор до скорости, близкой к первой критической частоте враще­ния, и измерить вибрацию или силы, действующие на подшипниковые опоры.

D.3 Установить на роторе пробный груз. Груз должен оказывать существенное влияние на вибрацию, поэтому его следует установить в плоскости максимального влияния на первую собственную моду вибрации ротора. Эта плоскость, как правило, находится вблизи середины ротора. Повторить измерения по D.2.

D.4 По результатам измерений определить эквивалентный дисбаланс первой

моды. Это можно выполнить графически в соответствии с приложением G. Значения эквивалентного модального дисбаланса для первой моды равно:

(масса пробного груза) х {АО/АВ)

D.5 Снять пробный груз.

D.6 Разогнать ротор до скорости, близкой ко второй критической частоте враще­ния, при условии, что она меньше максимальной рабочей частоты вращения. Повто­рить измерения по D.2.

D.7 Установить на ротор пробный груз. Груз должен оказывать существенное влияние на вибрацию, поэтому его следует установить в плоскости максимального влияния на вторую собственную моду вибрации ротора. Повторить измерения по D.2.

D.8 По результатам измерений в соответствии с D.6 и D.7 определить эквивалент­ный дисбаланс, вызывающий вторую моду вибрации ротора, для чего можно исполь­зовать приложение G.

D.9 Снять пробный груз.

4. 10 Продолжить последовательно описанные операции, пока не будут найдены эквивалентные дисбалансы для всех достижимых собственных мод вибрации ротора.

Примечания

1. Настоящая процедура предполагает, что вибрация, измеренная на скорости вблизи некоторой критической, определяется в основном соответствующей модой. Данный метод не может быть использован, если, в силу каких-либо причин, невоз­можно обеспечить измерения на скоростях, близких к критическим скоростям неко­торых важных мод, и, таким образом, идентифицировать соответствующие модальные характеристики.

2. В некоторых случаях при определении эквивалентного модального дисбаланса предпочтительно использовать набор пробных масс, для того чтобы обеспечить без­опасное прохождение низших критических скоростей.

МЕТОДИКА ОПРЕДЕЛЕНИЯ ВИДА РОТОРА
(ЖЕСТКИЙ ИЛИ ГИБКИЙ)

Если установлено, что ротор жесткий, его балансировку можно выполнять при низких частотах вращения. Гибкие роторы в общем случае должны подвергаться высокочастотной балансировке согласно разделу 7. Исключение составляют роторы класса 2, которые балансируют в соответствии с разделом 6.

По внешнему виду ротора невозможно определить, является он жестким или гибким. Жесткий на первый взгляд ротор при работе на высоких частотах вращения может проходить при разгоне через критические частоты, получая значительные динамические прогибы. С другой стороны, кажущийся гибкий ротор может оказаться жестким, если его максимальная рабочая частота вращения намного ниже первой критической.

4. 1 Определение вида ротора

Для определения вида ротора (гибкий или жесткий) и, следовательно, метода балансировки, можно воспользоваться следующими рекомендациями.

Е. 1.2 Если первая критическая скорость вращения превышает максимальную рабочую частоту, по крайней мере, на 30 %, ротор можно считать жестким.

Е.1.3 Кроме того, можно воспользоваться следующим методом испытаний.

Сбалансировать ротор на низких частотах вращения в двух плоскостях коррекции в соответствии с ГОСТ 22061.

Привести ротор во вращение с рабочей частотой на балансировочном оборудова­

нии, жесткость и демпфирование подшипниковых опор которого аналогичны соответ­ствующим характеристикам машины.

При разгоне ротора следить, чтобы вибрация находилась в допустимых пределах.

Получить зависимость вектора вибрации от частоты вращения при разгоне и торможении (выбеге).

Если не обнаруживается значительных изменений вибрации, это означает, что ротор либо жесткий, либо гибкий с незначительным эквивалентным дисбалансом. Для идентификации ротора следует испытать его на гибкость по Е.2.

Если при разгоне или выбеге ротора происходят значительные изменения вибра­ции, то имеет место одна из следующих альтернатив:

• ротор гибкий;

• ротор жесткий, но установлен на податливые опоры;

• ротор имеет податливые элементы, деформация которых является функцией

частоты вращения и температуры.

Для идентификации ротора необходимо вновь разогнать ротор и сравнить новые

и старые значения вибрации при выбеге. Если они совпадают, массово-геометрические характеристики можно считать стабилизировавшимися. Затем следует провести испы­тания на гибкость в соответствии с Е.2.

Примечание — Стабилизация ротора происходит в силу “прирабатыва­ния "его элементов под действием центробежных сил. Так, например, для роторов генератора и электродвигателей часто требуются выполнять разгоны и выбеги до тех пор, пока обмотка и система подвески не примут свое окончательное положе­ние.

Если сравниваемые характеристики вибрации при выбеге ротора нс совпадают, то дисбаланс является переменной величиной. Ротор в данных условиях отбалансировать невозможно.

Установить пробный груз посередине ротора или в точке, где установка груза может

в

тор до рабочей частоты, следя за тем,

ызвать его интенсивную вибрацию. Разогнать чтобы вибрация находилась в допустимых пределах. Если при разгоне вибрация превышает допустимую, массу груза следует уменьшить и пуск повторить. Измерить вектор вибрации на рабочей частоте в той же точке, что при измерениях по Е.1.3. Определить влияние груза путем вычитания вектора вибрации из соответствующего вектора, определенного по Е.1.3. Вектор разности обозначить А.

Остановить ротор и снять груз. Установить два других груза под тем же углом, что

и первый груз, вблизи цапф ротора. Общая масса грузов должна быть равна массе первого пробного груза и распределена между грузами так, чтобы установка грузов не создавала момента дисбаланса. Определить влияние двух грузов, как описано выше, обозначив вектор разности В.

Найти отношение |5 - Л[/Л.

Если оно менее 0,2, ротор можно считать жестким. Ротор считают квазижестким или гибким, если отношение равно или более 0,2.ПРИМЕРЫ

Пример 1 (соответствует разделу 10)

Ротор

Рабочая частота вращения

Допустимая вибрация (Л) машины на месте эксплуатации

Установка

Место измерения вибрации

Коэффициенты преобразования, опреде­ленные опытным путем

і

Допустимая вибрация на частоте враще­ния (У) на корпусе подшипника балансировочного оборудования

При рабочей частоте вращения вибра­ция на частоте вращения эквивалентна вибрации с размахом вибропереме­щения

Ротор паровой турбины (класс 4) 3000 об/мин

2,5 мм/с (вибрация на корпусе подшип­ника согласно техническим условиям или стандарту)

Балансировочное оборудование с жест­костью опор, меньшей жесткости опор машины, на месте эксплуатации Корпус подшипника

*о = О,9

Ку = 1,3

К_г= 1,0

Y— 1,0 х 1,3 х 0,9 х 2,5 = 2,93 мм/с

2,93 х (60/2п) х (2V2/3OOO) х х10³ = 26 мкм

Пример 2 (соответствует разделу 10)

Ротор

Рабочая частота вращения

Допустимый размах относительной виб­рации ротора на месте эксплуа­тации (А)

Установка

Коэффициенты преобразования, опреде­ленные изготовителем опытным путем

Ротор генератора 660 МВт 3000 об/мин

80 мкм вблизи цапф подшипников Балансировочное оборудование с жесткостью опор, меньшей жесткости опор машины, на месте эксплуатации

*і = 0,9

Ку= 1,3

К> = 1,0 для измерений вблизи цапф Л} ^а 4,0 для измерений на муфте (получены при анализе модальных характеристик ротора)

Допустимый размах относительной виб­рации ротора на балансировочном оборудовании

1. вблизи цапф.

К= 1,0 х 1,3 х 0,9 х

0 = 94 мкм

2. на муфте:

Х== 4,0 х 1,3 х 0,9 х

80 ~ 374 мкм

Пример 3 (соответствует 11.3.2)

О

Ротор

Класс ротора

Рабочая частота вращения

Масса ротора

Выполняется низкочастотная баланси­ровка в двух плоскостях коррекции, расположенных вблизи цапф ротора Остаточный дисбаланс эквивалентного жесткого ротора в соответствии с

ГОСТ 22061

Ротор турбокомпрессора

ЗЬ

15000 об/мин

1000 кг

Допустимый эквивалентный дисбаланс для первой моды (100 %)

Допустимый эквивалентный дисбаланс для второй моды (60 %)

1,60(г мм/кг) х 1000 (кг) = 1600 г мм

1600 г мм

960 г мм

статочный дисбаланс при балансиров­

М

ке жесткого ротора

160

г мм (800 г мм в каждой плоскости)

ЕТОД ГРАФИЧЕСКОГО ОПРЕДЕЛЕНИЯ ДИСБАЛАНСА

Вектор ОА на рисунке G.1 представляет исходную вибрацию на рабочей частоте вращения ротора.

Вектор ОВ представляет вибрацию после установки пробных грузов, измеренную при тех же условиях.

Таким образом, для снижения до нуля исходной вибрации на рабочей частоте необходимо переместить (повернуть) пробные грузы на угол ВАО и изменить массы каждого из них в отношении АО/АВ.

Рисунок G.1 — Векторное представление влияния пробных грузов

МЕТОД БАЛАНСИРОВКИ ПО КОЭФФИЦИЕНТАМ ВЛИЯНИЯ

Н.1 Метод основан на допущении, что вибрация {Л| контролируемых точек балансировочного оборудования (это могут быть подшипниковые опоры, а также и колебания самого ротора), является линейной суперпозицией дисбалансов D}, сосре­доточенных в выбранных плоскостях коррекции, т.е.

A_t= Z_ka_lkD_k, (Н.1)

где a_ik — динамический коэффициент влияния дисбаланса, сосредоточенного в к-й плоскости коррекции на вибрацию Z-й точки ее измерения. Динамический коэффи­циент влияния получают в результате измерения амплитуд и фаз вибрации контроль­ных точек при последовательной установке пробных масс Р или их систем (симметричной, кососимметричной) в каждую из к плоскостей коррекции или их сочетаний и определения их величин по формуле

^aik ~ A AJP_k~ (Ац - A_i())/P_k. (Н.2)

Н 2 При балансировке измерения параметров вибрации выполняются в і точках на т частотах вращения, т е. общее число измерений равно т х /, а система векторных уравнений в матричной форме приобретает в соответствии с изложенным вид

{А} = И х {D}. (Н.З)

Если общее число измерений т х і превышает число плоскостей коррекции к, то оптимальные значения корректирующих масс получают по методу наименьших квад­ратов.

Н.З При балансировке ротора по методу коэффициентов влияния следует учиты­вать требования к ограничению вибрации (сил) на частотах вращения ниже макси­мальной рабочей, поэтому в систему уравнений в обязательном порядке должны включаться линейно независимые строчки, составленные на основании измерений на нескольких промежуточных частотах вращения. Выбор последних зависит от класса ротора, податливости опор балансировочного устройства и других факторов, но независимо от них в него должны входить низкая частота (порядка 25 % ст первой критической), ближайшие окрестности всех критических частот, ниже рабочей, а также эта последняя.

При выборе плоскостей коррекции в методе коэффициентов влияния следует поль­зоваться соображениями, изложенными в разделе 7. Например, груз в средней плоскости симметричного гибкого ротора оказывает очень большое влияние на вибрацию опор на первой критической частоте и, часто, небольшое на синфазную вибрацию на рабочей частоте за первой критической. В последнем случае целесообразно использовать пару симметричных грузов в крайних плоскостях коррекции. Кососимметричная пара грузов в этих плоскостях эффективно снимает противофазную вибрацию как на рабочей частоте, так и на второй критической, поэтому часто симметричный ротор может быть удовлетворительно отбалансирован в широком диапазоне частот, включая и рабочую, при помощи только этих двух систем грузов, каждая из которых представ­ляется в уравнениях одним динамическим коэффициентом влияния.

При балансировке несимметричных роторов балансировку следует выполнять с использованием динамических коэффициентов влияния для отдельных грузов, однако подбор плоскостей коррекции должен учитывать преимущественно их эффективность при том или ином соотношении фаз вибрации опор и той или иной критической частоте вращения.