Автореферат (Методология расчета и динамический анализ турбозубчатых агрегатов главного привода судовых гребных винтов), страница 3

Однако имеются и критические замечания по поводу использования свойств циклической симметрии, основанные на анализе результатов численных исследований, поэтому вопрос о корректности использования свойств циклической симметрии остается открытым.11Существенное влияние на вибрационные характеристики турбозубчатогоагрегата оказывает компоновка турбины и редуктора на общей раме, а такжерациональная схема соединительных валопроводов.Важность проблем, связанных с колебаниями валопроводов, отмечается вработах А.И. Куменко – одного из разработчиков программно-аппаратногокомплекса, предназначенного для центровки и балансировки валопроводов силовых и энергетических установок в процессе их обслуживания.Благодаря работам И.Д.

Ямпольского, В.Ю. Ильичева, посвященным экспериментальным и численным исследованиям соединительных муфт, используемых на ОАО КТЗ, появилась возможность достаточно точно оценить адекватность моделирования этих устройств и принимать решения о возможности использования их упрощенных моделей.Проведенный анализ работ в указанных областях позволил сформулировать основные задачи, обусловленные целью и тематикой диссертации.Вторая глава посвящена методологии моделирования и расчета динамических характеристик планетарных редукторов, входящих в состав турбозубчатых агрегатов. На примере типовой конструкции двухступенчатого планетарного редуктора производства Калужского турбинного завода рассматриваютсяразличные подходы и методы построения отдельных компонентов редуктора иузлов, входящих как в состав непосредственно редуктора, так и в состав ГТЗА(валопроводы, муфты, подшипники скольжения).

В качестве инструмента выбран конечноэлементный программный комплекс ANSYS, хотя выбор конкретного программного комплекса не принципиален.В рассматриваемом в качестве примера редукторе реализованы конструктивныерешения,полученныеврезультатемноголетнихопытно-экспериментальных работ. Высокооборотная ступень выполнена по трехсателлитной схеме с остановленным водилом, в низкооборотной ступени – пять сателлитов и остановленный эпицикл. В каждой ступени имеется один «плавающий» элемент – солнечная шестерня – и по одному податливому – ободья эпициклов. Продольный разрез редуктора показан на рис.

1.12Рис. 1. Двухступенчатый планетарный редукторОсновной задачей разработки методик построения динамических моделейподобных механизмов является создание инструмента, позволяющего без дорогостоящих экспериментальных исследований ответить на вопрос, как и в какойстепени изменятся динамические характеристики редуктора или всего ГТЗАпри изменении различных конструктивных параметров.Сложность поставленной задачи обусловлена тем, что, во-первых, в конструкции присутствует большое количество сопрягаемых деталей, каждая изкоторых имеет не простую с геометрической точки зрения форму.Во-вторых, не тривиальным представляется определение условий контакта сопрягаемых деталей.В-третьих, серьезную задачу представляет собой определение жесткостных и демпфирующих свойств подшипников скольжения, присутствующих висследуемой конструкции.В-четвертых, исследование вибрации, вызванной процессом пересопряжения зубьев, подразумевает определение динамических составляющих сил,возникающих в зубчатых зацеплениях, а это тоже достаточно трудоемкая задача.13В-пятых, имеющиеся ограничения на вычислительные ресурсы заставляют принимать некоторые допущения, связанные с упрощением модели, и путемдополнительных исследований анализировать их корректность.Рис.

2. КЭ-модель корпуса и внутренних переборокТак, тестовое моделирование крышки корпуса трехмерными элементамипозволило оценить требуемые вычислительные ресурсы и, в связи с превышением имеющихся ограничений, показало несостоятельность данного подхода.Выбор был сделан в пользу оболочечных элементов (рис.2), но, несмотря на некоторые упрощения модели корпуса редуктора, система его подвеса и амортизации моделировалась с максимальной точностью.Далее приводится пример исследования собственных колебаний корпусана предмет возникновения резонансных колебаний, возбуждаемых со стороныкинематической части. По результатам анализа конструкция корпуса исследованного редуктора признана вполне удовлетворительной.В основу моделирования кинематической части редуктора положена модель процесса пересопряжения зубьев – результат численных и аналитическихисследований, проведенных в ИМАШ РАН (авторство принадлежит Бедному И.А.).

Зубчатое зацепление моделируется набором упругих элементов –пружин, расположенных на линии контакта зубьев (рис.3).14Зубчатое зацеплениеЭквивалентные контактные нагрузкиСателлитыЭквивалентная модель зацепленияСолнечное колесоЭпициклРис. 3. Замена контактирующих пар упругими элементамиСуммарная жесткость и распределение этой жесткости по линии контактаопределяются путем решения статической задачи контактного взаимодействия.Динамическое возбуждение в зацеплениях моделируется изменяющейся погармоническому закону с частотой пересопряжения зубьев парой противоположно направленных сил, приложенных к разноименным концам пружин.

Аналогичным путем моделируются зубчатые соединения блокирующих муфт сободьями эпициклов (пружины Е2) и с барабаном соединительной муфты (Е1)(рис. 4), фрагменты моделей которых показаны на рис. 5(а). Конечноэлементнаямодель кинематической части редуктора показана на рис. 5(б).Барабан соединительной муфтыБлокирующая муфтаE1E2Рис. 4. Расчетная схема модели соединения барабана соединительнойи блокирующей муфт15Приводятся примеры расчета матриц жесткости фиктивных пружин, аппроксимирующих прямозубые и косозубые зацепления с учетом их пространственной ориентации.а)б)Рис.

5. Фрагмент конечноэлементной модели сателлитов, соединительной иблокирующей муфт первой ступени (а)и модель кинематической части планетарного редуктора (б)Данный подход позволил избавиться от моделирования контактного взаимодействия в зубчатых зацеплениях и соединениях, что не просто сократилотребования к вычислительным ресурсам, а принципиально сделало на сегодняшний день возможным проведение расчетов динамики столь сложных систем с применением техники КЭ-моделирования.Показано, что исследование напряженно-деформированного состояниясателлитного узла необходимо проводить с обязательным учетом контактноговзаимодействия оси с сателлитом и с щеками водила.В результате проведенного исследования выявлена жесткостная диссиметрия сателлитных узлов типовой конструкции, вызванная несимметричностью конструкции в плоскости оси сателлита.

Данный факт приводит к перераспределению контактных напряжений в зубчатых соединениях сателлитов иросту их максимальных значений.16Предложен оригинальный способ моделирования подшипников скольжения сателлитного узла, когда в отличие от реальной конструкции подшипникимоделируются в зоне контакта оси со щеками водила, а не с сателлитом. Этопозволило воспроизвести контактное взаимодействие оси с сателлитом без решения контактной задачи на стадии динамических расчетов путем моделирования пятна контакта, вычисленного на предварительных этапах статическогорасчета. Как показали дальнейшие исследования, деформация осей сателлитовв результате контактного взаимодействия оказывает существенное влияние надинамику редуктора.После тщательных исследований серьезному упрощению подверглисьмодели дисковых муфт, используемых для соединения валов отдельных агрегатов и в конструкции самого редуктора, что дало существенную экономию вычислительных ресурсов при моделировании динамики ГТЗА.В работе проанализировано влияние числа, толщины и характера заделкипластин в пакете на жесткостные характеристики полумуфт.

Предложена методика определения жесткостных и инерционных параметров (k и m) элементовупрощенной модели дисковой муфты (рис 6).a)б)m1диски (k1, k2)m2m3ступицы (m1, m3)k1обод (m2)k2Рис. 6. Упрощенная схема (а) и конечноэлементная модель (б) дисковой муфты: m – массы, k – жесткостиПроведенные исследования показывают, каким образом, оценив корректность тех или иных допущений, можно упростить модели отдельных узлов, сохраняя адекватность моделирования их динамических свойств.Проведено исследование взаимодействия колебаний кинематической части редуктора с корпусом при тщательном моделировании системы подвеса идемпфирования.

Выявлена одна из форм совместных колебаний, чувствитель17ная к жесткостным параметрам системы подвеса. Показано, что подобранныеэкспериментальным путем параметры подвеса оптимальны.При исследовании типовой конструкции редуктора для оперативной корректировки модели при изменении отдельных конструктивных параметров разработан пакет программ на языке параметрического моделирования (APDL).Верификация программ и модели редуктора проводилась путем сравнениярасчетных результатов с результатами, полученными на испытательном стендеОАО КТЗ (рис.

7). При этом моделировался весь стенд, включающий в себя дваредуктора и приводную турбину. Это позволило апробировать методику моделирования редуктора в составе ГТЗА.Стенд построен по принципу замкнутого контура, когда два идентичныхредуктора включены «навстречу» друг другу, а нагрузочный момент на их валах обеспечивается взаимным поворотом редукторов друг относительно друга.Такая схема позволяет использовать маломощную приводную турбину.Рис.

7. Схема стенда для испытаний РП-18На рис. 8 показана конечноэлементная модель стенда. Рабочие колеса ротора турбины не отображаются, поскольку моделировались инерционно массовыми элементами.18Рис. 8. Конечноэлементная модель испытательного стенда (один из редукторов отображен без корпуса)На рис. 9 приведены АЧХ отклика редуктора в точке носового подвеса ввертикальном направлении, полученные экспериментально при различных режимах нагружения и в результате расчета. По оси абсцисс откладывается частота пересопряжения зубьев при изменении скорости вращения приводноговала, по вертикали – виброускорение в контрольной точке (Дб).