Типичная осциллограмма колебаний вала при возникновении автоколебаний представлена на рис. 2. Она состоит из трех характерных участков, а — ангармонических колебаний с основной частотой, равной частоте вращения, вызванных неуравновешенностью ротора; б — переходной зоны апериодических колебаний; в — зоны асинхронных автоколебаний с частотой, близкой к собственной частоте системы ротор — уплотнение. Процесс возникновения автоколебаний сопровождался повышением уровня звука с характерным тоном, нагревом и некоторым снижением давления уплотняемой среды.
Результаты обработки осциллограмм представлены в виде амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) А=А (V) и А,=А,(у), где А=А/д — амплитуда колебаний, отнесенная к радиальному зазору; >.= 0)р/(0кр — безразмерная частота колебаний вала; \>=0>/<0кр — безразмерная частота вращения вала, отнесенная к собственной частоте вала. Величину определяли тремя способами: расчетным, методом ударного возбуждения вала и экспериментального нахождения критической частоты вращающегося «голого» вала, т. е. вала в опорах без уплотнений. Расхождения не превышали 5 % от среднего значения <0кр=643 с-1.
Вначале исследовали щелевые уплотнения. В случае уплотнения воздушной среды не обнаружено влияния их на динамику ротора: АЧХ совпала с таковой для «голого» вала. Это объясняется малой вязкостью и плотностью среды. При испытаниях на масле переход через частоту вращения, равную, не сопровождался изменением амплитуды колебаний ротора из-за большой демпфирующей способности масляного слоя в щели. При дальнейшем повышении частоты вращения во всем диапазоне режимов по давлению ротор с уплотнениями вариантов 1 и 2 (см. рис. 1) работал устойчиво. Лишь при ю>3а наблюдались зоны зарождения автоколебаний с амплитудой (А^0,4), вдвое превышающей исходную величину (технологическое биение). Развитые автоколебания в зоне за удвоенной критической частотой вращения обнаружены только в случае варианта 3 — уплотнения с наименьшей демпфирующей способностью и только при перепадах давления Ар0,6 Мпа.
Частота вращения, при которой наступают автоколебания, во всех опытах была близка к удвоенной собственной частоте системы, что находится в соответствии с известным теоретическим положением о потере устойчивости ротора [1]. По мере роста перепада давления начало области неустойчивых режимов сдвигалось в сторону больших частот вращения, причем амплитуды автоколебаний становились соизмеримыми с зазором, а частота плавно нарастала в интервале.
Связь между частотой вращения, соответствующей началу автоколебаний со* и уплотняемым перепадом, обнаруживает линейную зависимость.
По экспериментально определенным собственным частотам 0)*р системы ротор — уплотнение и известной величине вала массой т были определены коэффициенты жесткости уплотнения
где а — коэффициент, учитывающий потери на входе и по длине щели. Экспериментальная зависимость параметра у=о от коэффициента жесткости ку также близка к линейной.
Особо интересны результаты опытов с лабиринтными уплотнениями. При уплотнении воздушной среды их жесткостью можно пренебречь. Испытания со средой высокой плотности — маслом — выявили возникновение зон асинхронных колебаний ротора недопустимо большой амплитуды в закритической области во всем диапазоне давлений. При переходе через скорость, соответствующую, резонансных режимов в системе не обнаружено.
Для уплотнений с малым зазором (варианты 1 и 2) характерны две зоны автоколебаний. Первая зона проявлялась в диапазоне 1-ь2 с частотой прецессии, равной, вторая зона имела место при у>2 с частотой, равной или несколько превышающей первую критическую скорость. Амплитуды колебаний ротора в первой зоне на 20 ... 50 % ниже, чем во второй, где их величины соизмеримы с зазором. В первой зоне колебаний наблюдалась прямая прецессия, а во второй — обратная, что, по-видимому, связано с сухим трением в уплотнении при амплитудах, равных зазору.
С ростом уплотняемого перепада наблюдалось расширение первой зоны, возрастание амплитуды колебаний в ней и смещение обеих зон в сторону больших частот вращения. С уменьшением жесткости слоя за счет срезания част и гребней, а также увеличения радиального зазора интенсивность колебаний в первой зоне резко падала, у варианта 3 первая зона отсутствовала вовсе, зато вторая зона возникала существенно раньше, особенно при больших перепадах давления (см. рис. 4, б).
На рис. 5 приведены совмещенные зависимости положения и протяженности зон автоколебаний по частоте вращения вала от условного относительного коэффициента жесткости к — "7Г~ где I — длина нарезки уплотнения.
Неучтенные и случайные факторы повлияли на обобщенные данные, тем не менее результаты этой серии опытов подтвердили высокую виброактивность лабиринтных уплотнений, следствием чего является широкий диапазон опасных режимов работы ротора в закритической области. Причина возбуждения асинхронных колебаний — эффект прецессии в потоке рабочей среды, за счет энергии которого поддерживается колебательный процесс.
Разновидностью лабиринтных уплотнений являются так называемые сотовые уплотнения, которые первоначально применяли как радиальные уплотнения проточной части авиационных газовых турбин. В последнее время их широко применяют в концевых и наддуммисных уплотнениях центробежных компрессоров среднего и высокого давления.
Преимуществом таких уплотнений является высокая прочность и надежность при некотором увеличении степени герметичности. Сведений об их виброактивности нет. Однако опыт успешного применения сотовых конструкций для демпфирования механических колебаний в авиастроении позволяет предположить возможность использования этих конструкций для гашения гидродинамических возбуждений в щелевых потоках. Это было проверено в условиях эксперимента.