Автореферат (Методы прогнозирования и снижения вибрации гибких систем турбоагрегатов), страница 10
Описание файла
Файл "Автореферат" внутри архива находится в папке "Методы прогнозирования и снижения вибрации гибких систем турбоагрегатов". Документ из архива "Методы прогнозирования и снижения вибрации гибких систем турбоагрегатов", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "технические науки" из Аспирантура и докторантура, которые можно найти в файловом архиве МПУ. Не смотря на прямую связь этого архива с МПУ, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "остальное", в предмете "диссертации и авторефераты" в общих файлах, а ещё этот архив представляет собой докторскую диссертацию, поэтому ещё представлен в разделе всех диссертаций на соискание учёной степени доктора технических наук.
Онлайн просмотр документа "Автореферат"
Текст 10 страницы из документа "Автореферат"
, (95)
где 
– значение окружного усилия на фланце в точке А (
=0); Т – текущее значение этого усилия. Учитывая, что полное удлинение окружности фланца в любом случае определяется величиной 
, и принимая 
симметричным относительно диаметра, найдем:
, (96)
где 
– некоторый коэффициент пропорциональности. Окончательно имеем:
(97)
| Рис. 38. Модель нагружения фланца при сборке | Рис. 39. Распределение относительного удлинения по окружности фланца |
Таким образом, при 
. Характер распределения относительных удлинений по окружности фланца для 
=0,2…0,4 показан на графиках рис. 39.
Из рисунка видно, что значения относительной деформации в нижней части фланца, прилегающей к точке А, значительно меньше, чем в верхней, причем разница эта, быстро возрастает с увеличением коэффициента трения. Очевидно, что изгибная деформация продольных волокон проставки в радиальных направлениях распределяется соответственно радиальной деформации фланца. Поэтому, если отметить точками В и С (рис. 40) положение горизонтальных (относительно точки А) диаметров центрующих поверхностей детали 2 и проставки 1, то в собранном соединении диаметр В будет расположен несколько ниже диаметра С, в то время как при равномерном распределении деформаций в собранном соединении оба эти диаметра совпадают. В работе, по мере выравнивания и перераспределения деформаций, диаметр В переместится вверх до полного совмещения с С на величину 
.
| Рис. 40. Распределение деформации по окружности фланцевого соединения | Рис. 41. График зависимости |
Значение , определяется следующим образом:
(98)
На рис. 41 приводится график зависимости величины 
от коэффициента трения. Например, при =0,2 смещение составляет 13%, а при =0,4 – 25% от величины монтажного натяга.
Рассеивание случайной величины f определяется технологическими погрешностями изготовления и можно предположить, что оно подчиняется нормальному закону с параметрами 
которые могут быть найдены или экспериментально, или на основании принятой системы допусков. Смещение подчиняется тому же закону:
(99)
Указанные процессы характеры также для соединений с радиальными штифтами, где центрирование осуществляется сопряжением деталей по гладкой цилиндрической поверхности с предварительным натягом.
2. Подвижность фланцевых соединений (рис. 42) с центрирующими болтами объясняется наличием радиальных зазоров между болтами и стенками отверстий. Таким образом, если не учитывать сил трения, каждое болтовое соединение в отдельности не исключает возможности взаимного смещения сопрягаемых деталей, по крайней мере в пределах имеющегося зазора между болтом и отверстием.
| Рис. 42. Схема соединения диска с центрирующими болтами | Рис. 43. Модель расположения отверстий во фланцевом соединении |
Пусть значения диаметральных зазоров между болтом и отверстиями на одном из болтовых соединений равны соответственно 2
и 2
, а смещение отверстий от номинального положения – 
и 
. Так как значения диаметральных зазоров определяются случайными погрешностями изготовления, т.е. естественно предположить, что эти величины подчиняются нормальному распределению с параметрами 
и 
. В отношении, модулей случайных векторных величин и на основании ранее изложенных соображений принимается закон распределения Релея с параметром 
. В соответствии со схемой рис. 43, минимальное значение взаимного смещения сопрягаемых деталей, допускаемого одним из болтовых соединений равно:
, (100)
где 
. Соответственно математическое ожидание и среднеквадратическое отклонение смещения 
будут, найдены так:
(101)
Рассматривая систему из 
независимых случайных величин 
с совместной плотностью распределения: 
, и принимая, что взаимное смещение деталей по разъему соединения 
определяется наименьшим из располагаемых значений 
, имеем интегральную функцию распределения:
; 
, (102)
где
– нормальная функция распределения. Далее численными методами определяется плотность вероятности (рис. 44) и параметры распределения 
, 
величины 
(табл. 8). Значения параметров 
, 
находятся по формулам:
. (103)
| Рис. 44. Плотность распределения вероятности | Таблица 8 Результаты численного моделирования плотности вероятности и параметров распределения
|
Построенная таким образом модель распределения относительных смещений сопрягаемых деталей, используется в дальнейшем для расчета числовых характеристик и законов распределения эксплуатационных дисбалансов для роторов, в конструкции которых используются рассматриваемые типы соединений. Это позволяет сопоставить расчетные и экспериментальные данные соответствующих распределений.
Согласно модели (рис. 7) и формулам (22), имеем:
(104)
где 
, 
– значения эксплуатационных дисбалансов, замеряемые в плоскостях коррекции А и В при динамическом уравновешивании; , – постоянные для данного ротора коэффициенты, определяемые по (22).
Представим модули случайных векторов 
в виде суммы:
, (105)
где 
– постоянная, а 
– случайная величина, для которой 
. При этом фазы смещений принимаются равнораспределенными в интервале (-, ). При такой схеме суммирования случайных векторных величин, модуль результирующих векторов неограниченно приближается к релеевскому, а параметры распределения этих величин определяются на основании (6), (104) следующим образом:
(106)
Выражение для 
записывается аналогично. В табл. 9 сопоставлены расчетные и экспериментальные данные, относительно параметров распределения составляющих дисбаланса 
, 
для ротора KMF-15 (рис. 24), где использованы соединений с радиальными штифтами. Значения диаметральных зазоров в соединениях и допускаемых смещений осей отверстий от номинального положения, а также натягов по посадочной поверхности задаются в пределах 2
= 0,01...0,03 мм; h = 0…0,015 мм; f = 0,02…0,10 мм. Значение коэффициента трения по посадочным поверхностям принято равным 0,3.
На рис. 45, 46 и 47 приведены соответственно графики дифференциальных и интегральных распределений эксплуатационного дисбаланса ротора KMF-15.
Анализ данных на рис. 45…47 показывает, что распределение эксплуатационных дисбалансов, хорошо аппроксимируются законом Релея. Как видно (табл. 9), рассчитанные по данной методике значения параметров 
и эксплуатационного дисбаланса достаточно близки к экспериментально найденным, чем подтверждается справедливость сделанных допущений относительно причин разбалансировки и причин, вызывающих взаимное смещение сопрягаемых деталей. Из анализа причин разбалансировки следует, что стабильность роторов, включающих рассматриваемые соединения, можно повысить, включая в технологию их изготовления, такие операции, как разгонные испытания или вибронагружение окончательно собранных роторов с последующей их добалансировкой.
| Рис. 45. Дифференциальное распределение | Таблица 9 Параметры распределения составляющих дисбаланса
| |||||||||||||||||||||||||
| Рис. 46. Дифференциальное распределение | Рис. 47. Интегральное распределение эксплуатационного дисбаланса ротора | |||||||||||||||||||||||||
В седьмой главе рассмотрены методы стабилизации формы и геометрии валов и роторов турбоагрегатов. Впервые разработаны и предложены устройства и методы их расчета, для осуществления вибростабилизации роторов турбоагрегатов в сборе. Приведены результаты экспериментальных данных.
Эксплуатационный дисбаланс представляет значительную проблему при проектировании, производстве или эксплуатации роторных машин, решение которой связано с проведением целого комплекса конструкционных и технологических мероприятий. Одним из источников эксплуатационного дисбаланса являются также процессы релаксации остаточных напряжений, возникающих при сборке или механической обработке. Решением этой проблемы является технология сборки роторов, включающая в себя процессы вибростабилизации.
Нами разработаны и предложены два устройства для осуществления процессов стабилизации формы и геометрии роторов. Оба устройства реализуют решение указанной выше проблемы, однако имеют ряд конструктивных отличий. Здесь рассмотрим устройство, которое было реализовано в промышленный образец.
