Балансировочный стенд модели DI10 производства фирмы "Schenck" предназначен для проведения операции балансировка многотонных и крупногабаритных изделий и осуществляет низкоскоростную балансировку, проверку дисбаланса ротора на рабочих скоростях, динамическое выравнивание гибких роторов. Жесткие опорные стойки обеспечивают стабильность измерений на высоких скоростях, более безопасное преодоление резонансов ротора, минимизация повреждения стендов.

Положение резонансных частот и их изменения в ходе эксплуатационного цикла (смещению их в меньшую сторону) может
говорить о том, что нарушается жесткость конструкции и создает условия формирования момента, когда вынужденные колебания обусловленные разбалансировкой ротора совпадут с собственными колебаниями системы опорные стойки - ротор, последствием которых может явиться аварийной ситуацией.

Балансировка роторов производиться на рабочих скоростях в основном в области до резонансных частот, задача определения резонансной частоты в системе ротор-стенд по основной частоте вращения не дает однозначного решения.

Основные положения

Для решения данной задачи мы использовали значения амплитуды второй гармоники частоты вращения ротора.

В общем случае условия деформации корпуса ΔL(t) представим как суперпозицию действия отдельных частот:

Где: Е – модуль Юнга, ω₁ = 1/2ω₂= ··· 1/iω_i - частота вращения ротора и его гармоники, ω₀ − искомая резонансная частота

Данное соотношение показывает, что при совпадении какай либо гармоники с резонансной частотой ω₀ наблюдается увеличения амплитуды деформации.

Измерения силовых нагрузок возникающих в опорах осуществлялось путем измерения деформации возникающих в корпусных элементах опорных стоек с использованием датчика деформации.

Экспериментальные результаты

На рисунке 1 показана схема и место установки датчика

На Рисунке 2 представлена диаграмма деформации корпуса в месте установки датчика при проведении операции балансировки ротора. Скорость снятия данных производилось с частотой 200 Гц. Общий цикл измерения составил 5 минут. На диаграмме выделены участки по которым выполнен гармонический анализ с помощью Фурье - преобразования и получен спектр сигнала, его частотно -амплитудная характеристика. Участка 1-3 характеризуют стадию разгона ротор, участок 4,5 – рабочая частота ротора -50 Гц, участок 6-8 участок торможения.

На рисунках 3 - 12 представлены фрагменты диаграммы обозначенных участков и их амплитудно-частотная характеристика.

На рисунке 11 представлен график зависимости амплитуды деформации от частоты. Синем цветом построены графики при разгоне ротора, красным цветом - в процессе торможения. Из графика видно, что резонансная частота довольно уверенно определяется по характерному поведению амплитуды сигнала второй гармонике и составляет ω₀ - 60 Гц, Рабочая частота, по
которой осуществляется контроль балансировке ротора, ωp - 50 Гц.

Условия деформации корпуса (1) зависят от амплитуды, которую можно представить в виде функции А(ω) sin(ωt). Рассмотрим два варианты действия сил на опоры, которые могут возникать. В первом случае при действие центробежных сил значения амплитуды сигнала изменяется пропорционально квадрату угловой скорости А(ω) = ω²J. Во втором случае значение амплитуды не зависит от угловой скорости, природа возникновения ее носит механический характер А(ω)= const. Для первого и второго случая уравнения 1 может быть представлено в следующем виде:

Где: k – коэффициент пропорциональности.

На рисунке 12 представлены результаты расчетных данных поведения функции ΔL(ω₁), ΔL(ω₂) вблизи резонанса.

Сопоставляя результаты расчетных данных с экспериментальными измерениями видно, что характер изменения амплитуды при изменении частоты ω₂ (рисунок 11) симметричен относительно резонансной частоты, что характерно для кривой ΔL(ω₂), где А(ω) = const (рисунок 12).

Следует предположить, что природа образование второй гармоники носит механический характер и не связана с балансировкой ротора.