Рассмотрены основные положения и сущность понятий теории автоматического регулирования. Освещены особенности линеаризации элементов системы автоматического регулирования (САР) и приведения их к стандартному безразмерному виду. Представлены передаточные характеристики динамических звеньев САР, а также структурные схемы и дифференциальные уравнения замкнутых САР.

Разработана методика нелинейного оценивания коэффициентов жесткости и сопротивления сегментных подшипников турбокомпрессоров, использующая экспериментальные данные, полученные в процессе балансировки роторов. С помощью численных экспериментов исследована сходимость итерационного процесса для различного сочетания оцениваемых параметров. Получены значения жесткости и сопротивления подшипников на некоторых частотах вращения для ротора массой 600 кг и диаметром опорных шеек 120 мм.

Рассмотрены общие закономерности влияния гироскопического момента на критическую частоту однодискового двухопорного ротора.

Исследовано влияние внутреннего трения на динамику роторов турбокомпрессоров. Получены зависимости амплитуд синхронных и несинхронных составляющих колебаний, вызванные влиянием внутреннего сухого трения. Показано, что в неустойчивой области вращения автоколебательная накладка при некоторых условиях может иметь сравнительно небольшую амплитуду и суммарный уровень вибрации ротора находится в допустимых пределах.

Рассмотрены особенности динамики роторов и методы ее расчета. Дана информация об одномассовой модели ротора, динамике ротора двоякой жестскости, автоколебательной прецессии ротора в условиях касания со статором, эквивалентных системах дисбалансов. Раскрыты возможности исользования формулы линейной регрессии при балансировке гибких роторов способом Ден - Гартога.

На основе численных экспериментов с нелинейной моделью ротора центробежного насоса исследовано влияние диффузорности щелевых уплотнений на устойчивость и колебания ротора в неустойчивой области частот вращения.

Рассмотрен метод и разработан алгоритм расчёта устойчивости многомассовых моделей динамических систем. С помощью разработанного метода проведено исследование устойчивости ротора на сегментных подшипниках.

Предложен способ определения оптимального расположения плоскостей коррекции для балансировки ротора на основе использования экспериментальных или расчетных динамических коэффициентов влияния.

На основании экспериментальных данных и численных расчётов динамики высокооборотных роторов рассмотрены особенности их колебаний. Показано, что при оценке отстройки этих роторов от критических частот вращения необходимо рассматривать валопровод в целом, включая гидромуфту. Даны рекомендации по отстройке от критических частот вращения и балансировке роторов высокооборотных насосов для АЭС.

Рассмотрен метод оценивания масс трёхмассовой модели жёсткого ротора турбокомпрессора по данным расчёта вынужденных и собственных колебаний его КЭ-модели.

Разработаны дискретные математические модели для исследования колебаний ротора центробежного насоса, учитывающие реакции жидкостной плёнки подшипников скольжения и уплотнений проточной части. На основе использования программ, реализующих построение областей устойчивости, проведено исследование совместного влияния щелевых уплотнений и подшипников скольжения на устойчивость роторов.

Разработана упрощенная двухмассовая модель роторной системы, учитывающая нелинейные реакции жидкостного слоя подшипников скольжения. Для этой модели ротор предварительно приводится к дискретной системе, в которой эквивалентные массы оцениваются по данным расчета собственных частот и форм МКЭ-модели ротора. Путем численного интегрирования системы дифференциальных уравнений и последующего спектрального анализа закона движения выявлены закономерности влияния подшипников на устойчивость и развитие амплитуд субгармонических составляющих по мере увеличения частоты вращения. Показано, что потеря устойчивости происходит при частотах вращения, превышающих утроенную первую критическую частоту. Установлено, что сопротивление подшипников в реальных пределах его изменения в процессе эксплуатации мало влияет на область устойчивости. Развитие амплитуды субгармонической составляющей до недопустимых величин происходит в сравнительно небольшом диапазоне частот вращения в неустойчивой области частот вращения. Для рассмотренного модельного ротора этот диапазон находится в пределах примерно 13 450 - 13 900 об/мин.

Рассмотрена реализация математической модели свободных колебаний роторов центробежных машин с применением компьютерной программы "Critical frequencies of the rotor". Преимуществом программы является возможность учета любой наперед заданной аналитической зависимости жесткости опор и уплотнений от частоты вращения ротора. В результате численного расчета на примере ротора многоступенчатого центробежного компрессора 295ГЦ2-190/44-100М определены собственные и критические частоты ротора и соответствующие им формы колебаний. Достоверность предложенной математической модели подтверждена теоремой о взаимном расположении спектров собственных и критических частот, а также путем сравнения результатов динамического расчета в программе "Critical frequencies of the rotor" с результатами численного моделирования в ANSYS с применением конечноэлементной 3D-модели и построением диаграммы Кемпбелла.