Прогнозирование надежности, диагностика вибрационного состояния и контроль качества турбомашин тесно связаны с задачей индентификации. Согласно ГОСТ 20913—75 идентификацией называется определение параметров и структуры математической модели, обеспечивающих наилучшее совпадение выходных параметров модели и -объекта при одинаковых входных воздействиях. Более простая трактовка этого понятия проведена в литературе, где под идентификацией понимается «определение расчетной схемы для действующего объекта». Математические модели или расчетные схемы вибрации называют динамическими моделями.
Динамическая модель турбомашины есть упрощенная схема, отражающая наиболее существенные количественные связи между параметрами турбомашины и параметрами вибрации. Особенность турбомашин состоит в сложности конструктивных форм различных элементов, определяющихся большим числом параметров. Для существенного уменьшения объема требуемой информации при сохранении информативности целесообразно принять блочную модель турбомашины. При этом выделяются три главные подсистемы: ротор, смазочный слой подшипников и статорная часть с фундаментом. Динамические свойства этих подсистем и определяют вибрационное состояние турбомашины. Каждая из этих подсистем может характеризоваться небольшим числом параметров, определение которых для действующей машины позволяет провести диагностику вибрационного состояния и указать направление соответствующих конструктивных изменений, а сравнение их с эталонными значениями представляет собой контроль качества.
В настоящее время еще не установилось единой системы параметров для характеристики состояния подсистем и методов их определения. Например, ротор характеризуется спектром собственных частот, формами колебаний, величиной диссипации энергии, распределением неуравновешенности, определение которых или затруднительно или вообще невозможно. Кроме того, они могут существенно зависеть от условий испытаний. Для определения жесткостных и демпфирующих свойств смазочного слоя требуются специальные стенды [2, 3, 4]. Используемы^ при этом методы определения неприменимы в стендовых или эксплуатационных условиях.
В данной статье показывается целесообразность выбора определенной системы параметров, однозначно определяющих вибрационное состояние турбоагрегата, и излагаются способы их определения в стендовых или эксплуатационных условиях. Для этого используется модель произвольной роторной системы [5], основанная на выделении отдельных подсистем с помощью сечений по поверхности цапф и вкладышей. Каждая из подсистем характеризуется матрицами динамических податливостей. Кроме того, для решения поставленной задачи необходимо определить амплитуды и фазы колебаний корпусов подшипников, цапф ротора и динамические податливости свободного ротора.
Для получения соответствующих зависимостей обозначим абсолютные перемещения центров вкладышей подшипников через, а перемещения цапф ротора относительно вкладышей через, время, 5 — номер подшипника, а I — направление перемещения, при этом 1=1 соответствует вертикальной.
Элементы матриц (2) представляют собой комплексные амплитуды перемещений цапфы или вкладыша подшипника с номером 5 в направлении I от единичного воздействия с частотой приложенного к цапфе или подшипнику т в направлении л.
Введем координату вдоль оси ротора и функции 8|_(т)) и е2(т]), определяющие распределение эксцентриситета масс ротора в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Упругие и диссипативные свойства свободного ротора характеризуются импульсными переходными функциями ^(0- В каждом сечении ротора в вертикальном и горизонтальном направлениях действуют элементарные силы, где М(т) — обобщенная интенсивность масс ротора; п~ 1,2.
