РОТОРНАЯ МАШИНА

Область техники
Полезная модель относится к области машиностроения и может быть использована в различных роторных машинах (агрегатах), содержащих вращающийся рабочий орган как средство отбора мощности на валу (центрифуги, шлифовальные станки, газотурбинные транспортные двигатели, стационарные турбогенераторы и т.п.).
Предшествующий уровень техники
Бесшумность и долговечность роторных машин определяется, главным образом, степенью уравновешенности быстровращающихся элементов. Снижение нагрузки на подшипники валов от дебаланса рабочего органа достигается, например, установкой подшипников относительно корпуса механизма в упругие опоры, что позволяет в зарезонансной области частот вращения вала обеспечить нагрузку F на подшипники, определяемую величиной жесткости G упругой опоры подшипника и степенью дебаланса А рабочего органа, т.е.:
рез
ω - резонансная частота упругой опоры подшипника.
раб
рез
раб
При этом соблюдается условие ω>ω, где ω - угловая рабочая частота вращения вала.
В книге Кельзон А.С., Журавлев Ю.Н., Январев М.В. «Расчет и конструирование роторных машин». - Ленинград, «Машиностроение», 1977, с.139-150, это обстоятельство отмечено особо и названо «эффектом самоцентрирования ротора». В действительности, при работе механизма в этом режиме, рабочий орган совершает колебательные движения с амплитудой, близкой к величине дебаланса А (1) вместе с подшипниками, установленными в упругих опорах, при этом нагрузка на подшипники пропорциональна жесткости этих опор. Таким образом, так называемый «эффект самоцентрирования» принципиально не устраняет нагрузки на подшипники и обусловливает во многих случаях недопустимую податливость рабочего органа при действии на него внешней нагрузки. При желании увеличить радиальную жесткость рабочего органа (например, шлифовального круга) возникает необходимость приблизить резонансную частоту упругих опор подшипников к рабочей частоте вращения вала, что, как следует из (1), приводит к значительному возрастанию нагрузок на подшипники, обусловленных дебалансом рабочего органа. Существенным недостатком такого «самоцентрирования» является также смещение вала с подшипниками относительно корпуса механизма, что часто недопустимо, например, в электрических машинах, где задан стабильный и минимально возможный зазор между ротором и статором.
За прототип предлагаемой полезной модели выбирается полезная модель по патенту РФ №108324 «Автобалансир для ротора».
Согласно полезной модели по патенту РФ №108324, несбалансированный ротор установлен на валу в упругих подшипниковых опорах и применен автобалансир в виде дисков, установленных на валу в радиальных упругих опорах, что позволило компенсировать дебаланс ротора на частотах вращения вала выше резонансной частоты опор подшипников. При этой максимально возможной частоте, ограниченной рабочей частотой вращения рабочего органа, подшипники полностью разгружаются от действия дебаланса рабочего органа. Недостатком такого технического решения является необходимость усложнения механизма из-за введения в его корпус упругих опор подшипников, при этом невозможно обеспечить малый зазор между рабочим органом и корпусом механизма (например, между ротором и статором электрической машины), а также достичь высокой жесткости рабочего органа в направлении действия внешней рабочей нагрузки (например, при задании давления шлифовального круга на обрабатываемую поверхность).
Сущность полезной модели
Задача полезной модели заключается в упрощении роторной машины, содержащей механизм, составленный из рабочего органа, установленного в корпусе на валу в подшипниковых опорах, и балансировочных дисков, связанных с валом через радиальные упругие опоры, при этом, в состав роторной машины входят привод вала и основание для установки механизма и привода. Дополнительно с упрощением роторной машины ставится задача обеспечения высокой жесткости рабочего органа как относительно корпуса механизма, так и относительно основания в направлении действия внешней рабочей нагрузки.
1
1
д
м
д
д
м
раб
Эта задача решена благодаря тому, что подшипниковые опоры вала выполнены максимально жесткими, а корпус механизма установлен на основании в дополнительных упругих опорах, выполненных упругими по крайней мере только в одном из перпендикулярных к валу направлений с жесткостью G, отвечающей условию: G=kgM/m, где М - масса механизма, m - масса балансировочного диска, g - жесткость упругой опоры балансировочного диска, k=1-2Δ, Δ=(ω-ω)/ω<<1, ω - резонансная частота колебаний балансировочного диска, ω - резонансная частота колебаний корпуса механизма, при этом область угловых частот ω вращения рабочего органа определена условием
раб
ω≥√(g/m)
Перечень фигур и чертежей.
На фиг.1 показано устройство роторной машины.
На фиг.2 представлен балансировочный диск с радиальной упругой опорой.
На фиг.3 показана дополнительная упругая опора для установки корпуса механизма роторной машины.
На фиг.4 показан пример установки механизма относительно основания в дополнительную опору, упругую только в одном направлении.
На фиг.5 показана установка крупной роторной машины (например, стационарного турбогенератора) на фундаментную плиту на телах качения.
На фиг.1-5 приняты следующие обозначения:
1 - механизм,
2 - привод,
3 - основание,
4 - рабочий орган,
5 - вал,
6 - корпус механизма,
7 - подшипниковые опоры вала,
8 - балансировочные диски с упругими опорами,
9, 10 - дополнительные упругие опоры корпуса механизма,
11 - упругая муфта соединения привода с валом,
12 - статор электрического генератора или привода,
13 - ротор электрического генератора или привода,
14 - дополнительная опора корпуса механизма, упругая только в одном направлении,
15 - упругая стойка опоры 14,
16 - тела качения опоры механизма относительно основания,
17 - пружины.
1
1
д
м
д
д
м
раб
раб
раб
Роторная машина содержит (фиг.1) механизм 1, привод 2 и основание 3 для их установки, при этом механизм состоит из рабочего органа 4, установленного на валу 5, который помещен в корпус 6 с подшипниковыми опорами 7, и балансировочных дисков 8, связанных с валом через упругие опоры. Подшипниковые опоры 7 вала выполнены максимально жесткими, а корпус 6 механизма установлен на основании 3 в дополнительных упругих опорах 9, 10, выполненных, по крайней мере, упругими только в одном из перпендикулярных к валу направлений (например, по оси X) с жесткостью G, отвечающей условию: G=kgM/m, где М - масса механизма 1, m - масса балансировочного диска 8, g - жесткость упругой опоры балансировочного диска 8, k=1-2Δ, Δ=(ω-ω)/ω<<1, ω - резонансная частота колебаний балансировочного диска, ω - резонансная частота колебаний корпуса механизма, при этом область угловых частот ω вращения рабочего органа определена условием ω ω≥√(g/m). Привод 2 связан с валом 5 через упругую муфту 11, передающую только крутящий момент. Вместо муфты 11 может быть применен шкив для ременной передачи от привода 2.
Рабочий орган 4 или привод 2 могут быть выполнены в виде статора 12 и ротора 13 электрического генератора или привода. В случае, если рабочий орган выполнен в виде генератора, ротор 13 является рабочим органом, его возбужденное магнитное поле при вращении взаимодействует с обмотками (на чертеже не показаны) статора 12, генерируя электрическое напряжение для внешнего потребления. В случае, если рабочий орган выполнен в виде привода, на обмотки статора 12 подается (например, при асинхронном двигателе) трехфазное напряжение для образования вращающегося магнитного поля, которое приводит во вращение ротор 13 (например, с короткозамкнутыми обмотками).
На фиг.2 показан балансировочный диск 8, внешняя часть которого определяет его массу m, а внутренняя часть, сопрягаемая с валом, представляет упругую опору, выполненную в виде спиральной пружины с заданной жесткостью g.
м
Любая из дополнительных упругих опор 9 или 10 корпуса механизма может быть выполнена, как представлено на фиг.3, также в виде спиральной пружины. В этом случае жесткость G этой опоры одинакова по осям Х и Y (равножесткая опора). Корпус 6 механизма (фиг.4) может быть установлен также в неравножесткой дополнительной опоре 14, упругой только по горизонтальной оси Х и обладающей жесткостью G, заданной размерами упругих стоек 15. В этом случае жесткость рабочего органа 4 (например, шлифовального круга) по оси Y действия внешней силы давления рабочего органа на обрабатываемую поверхность соответствует жесткости подшипниковых опор 7 вала (например, в виде шарикоподшипников). Для крупных роторных машин (например, стационарных турбогенераторов), необходимая горизонтальная жесткость G обеспечивается (фиг.5) при установке корпуса 6 механизма на основании 3 на телах качения 16 (катках, шарах) пружинами 17. При этом могут быть использованы гидравлические демпферы (на чертеже не показаны) для снижения амплитуды резонансных колебаний на частоте ω.
м
При пуске машины механизм 1 проходит колебания на угловой резонансной частоте ω, равной: ,
д
д
м
1
где G - жесткость дополнительной упругой опоры 7, М - масса механизма 1. При достижении скорости вращения вала с рабочим органом, равной резонансной частоте колебаний ω балансировочного диска 8, (, где g - жесткость упругой опоры балансировочного диска 8, m - масса балансировочного диска), балансировочные диски (число которых может быть больше двух) смещаются относительно друг друга, компенсируя дебаланс рабочего органа 4. Если принять разницу (ω-ω)=Δω малой, то получим:
м
д
1
д
1
1
1
д
д
м
д
ω=ω-Δω=ω(1-Δ). где Δ=Δω/ω=(ω-ω)/ω.
1
м
д
1
д
м
1
раб
раб
2
2
2
2
С учетом малости Δ, в первом приближении будем иметь ω =ω (1-2Δ). Оптимальную жесткость G механизма 1 определим при ω =g/m как G=Мω =kgM/m, где k=1-2Δ. Область угловых частот ω вращения рабочего органа определена условием ω≥√(g/m).
В предложенной роторной машине возможно применение существующих механизмов с традиционными подшипниковыми опорами. При использовании балансировочных дисков с упругими опорами и дополнительных упругих опор корпуса механизма достигается автобалансировка рабочего органа.