Автореферат (Методология расчета и динамический анализ турбозубчатых агрегатов главного привода судовых гребных винтов), страница 4

АналогичныеАЧХ были построены для поперечных горизонтальных и осевых типов вибрации в контрольных точках в районе носового и кормового подвесов.L, ДБ706050403020406080100120140160180200f, Гц220Эксперимент М=0Эксперимент M=0,02 Мном.Эксперимент M=0,06 Мном.Эксперимент M=0,09 Мном.Эксперимент M=0,16РасчетРис. 9. АЧХ виброактивности редуктора в вертикальном направлении в районеносового подвеса19Хорошее согласование экспериментальных и расчетных данных подтвердили адекватность построенной модели.Таким образом, в результате проведенных научно-исследовательских работ была разработана методика конечноэлементного моделирования мощныхпланетарных редукторов для исследования их динамических характеристик.Третья глава посвящена моделированию турбин, входящих в составГТЗА.

Поскольку это не главный исследуемый компонент ГТЗА, предложеномоделировать турбину в виде ротора с опорами, соединяющими ее с рамой.Вместе с тем, отмечено, что для решения задач прочности лопаточного аппарата необходимы исследования колебаний рабочих колес на базе более детальныхмоделей.Рассмотрено несколько различных вариантов упрощенного моделирования ротора. Оптимальным при исследовании вибрации, источником которойявляется редуктор, признан вариант, в котором вал аппроксимируется балочными элементами, диск – оболочками. При этом часть диска, соответствующаявалу, обязательно должна подкрепляться жесткими элементами, чтобы избежать точечного контакта вала с диском. В отдельных случаях допустимо аппроксимировать диск недеформируемым элементом с соответствующимиинерционными свойствами.После исследования влияния на точность расчетов параметров конечноэлементной сетки рекомендовано строить сетку, стремясь придать ей осевуюсимметрию.В результате численных исследований совместных колебаний диска и вала на примере колебаний однодискового ротора сформулированы особенностиколебаний роторных систем.

Полученные выводы соответствуют известным изпрактики фактам:1) Возмущения в лопаточном аппарате возбуждают аксиальные и тангенциальные формы колебаний рабочего колеса с различным числом узловых диаметров и окружностей. Однако на вал передаются, во-первых, аксиальныеколебания диска без узловых диаметров, вызывая осевые колебания вала, вовторых, веерные (аксиальные) колебания с одним узловым диаметром, вы20зывая изгибные колебания вала, в-третьих, тангенциальные колебания безузловых диаметров, вызывая крутильные колебания вала.

Высшие формыколебаний – при наличии более одного узлового диаметра у аксиальныхформ и хотя бы одного узлового диаметра у тангенциальных – замыкаются на диске и на вал не распространяются.2) Радиальные силы, возникающие в результате нарушения балансировки ротора или расцентровки соединяемых валов, приводят к возбуждению изгибных колебаний вала и соответствующих им веерных колебаний диска с одним узловым диаметром.3) В результате действия крутящего момента или осевой силы со сторонымуфты, возбуждаются крутильные колебания вала и диска без узловыхдиаметров или аксиальные колебания вала и диска без узловых диаметров.Данные особенности легли в основу методики упрощенного моделирования многодисковых роторов.Приведен пример построения модели ротора приводной турбины для испытательного стенда.

Предварительное исследование собственных колебанийротора с помощью модели без серьезных упрощений, точнее, анализ низкочастотной части спектра собственных колебаний и погрешностей, вызываемыхупрощением модели, позволил принять решение о замене дисков точечнымиэлементами с соответствующими инерционными свойствами.Четвертая глава посвящена исследованию динамики планетарных редукторов в составе турбозубчатых агрегатов. В качестве конкретного примерарассматриваются вынужденные колебания редуктора РП-18 производства ОАОКТЗ на частоте пересопряжения зубьев второй ступени. На основе анализа полученных результатов даются рекомендации по улучшению аналогичных конструкций.

Необходимость проведения данных исследований продиктована ужесточающимися требованиями, предъявляемыми к современным ГТЗА.Один из известных способов снижения вибрации механических системпри наличии нескольких источников возбуждения, действующих на одной частоте, заключается в подборе параметров конструкции, приводящих к полнойили частичной взаимной компенсации этих возбуждений.21Для реализации данного подхода и поиска оптимального решения по заказу Калужского турбинного завода в ИМАШ РАН были проведены исследования динамических характеристик возможных вариантов конструктивных исполнений.

Различные фазовые соотношения возмущающих сил в зацепленияхобеспечивались за счет соответствующего подбора чисел зубьев центральныхколес и эпицикла. Приведены данные для трех характерных вариантов вибровозбуждения, для обозначения которых М.Ю.Леонтьевым предложены названия «синфазный», «слабо несинфазный» и «сильно несинфазный».Результаты численного моделирования указанных динамических процессов, во-первых, подтвердили корректность построенной модели и правильностьприложения динамических сил, во-вторых, позволили оценить степень эффективности проведенных для снижения уровня вибрации мероприятий. Используемая ранее модель не позволяла сделать этого в силу принятых при ее моделировании допущений (часть кинематических звеньев механизма считалась недеформируемыми), а при анализе экспериментальных данных нельзя быть уверенным, что выявленные изменения характеристик являются результатомименно одного конкретного фактора, а не совокупности других, связанных,например, с погрешностями изготовления и сборки.Анализ динамических деформаций водила позволил объяснить причинувозникновения осевых колебаний, которых согласно идее использования шевронного зацепления не должно быть.

Использовавшиеся ранее модели не позволяли объяснить причину этого явления. Показано, что податливость щек водила способствует трансформации поперечных и тангенциальных колебанийсателлитов в осевые колебаний водила, выходного вала и корпуса, причем амплитуда этих колебаний сопоставима с амплитудой поперечных колебаний.С целью выравнивания распределения нагрузки по сателлитам, их осивыполнены с повышенной податливостью, но, несмотря на это, тензометрирование выявило остаточную неравномерность в пределах 10%.Для ответа на вопрос, стоит ли проводить дополнительные мероприятияпо выравниванию нагрузки, проведены исследования влияния остаточной неравномерности на виброактивность редуктора.

АЧХ отклика системы на вибро22возбуждение в зубчатом зацеплении при различных вариантах неравномерности распределения нагрузки по сателлитам показаны на рис. 10.виброускорение80дБ6040200050100150200250f (Гц)-20-40вариант 1вариант 2вариант 3вариант 4Рис.

10. АЧХ крутильных колебаний выходного валапри различном распределении нагрузки по сателлитамАЧХ, отмеченная в легенде как вариант 1, соответствует равномерномураспределению нагрузки, 2÷4 – это различные варианты неравномерности распределения нагрузки по сателлитам, но все в пределах 10%. Приведенные результаты говорят о наличии серьезного резерва (до 20Дб) и, следовательно, оцелесообразности проведения дальнейших мероприятий по снижению неравномерности распределения нагрузки по сателлитам.Еще одно исследование проведено в связи с тем, что согласно исследованию кинематики внешнего и внутреннего зацепления, проведенному в ИМАШРАН, при четном числе зубьев у сателлитов динамические силы со сторонысолнечной шестерни и эпицикла действуют не строго в противофазе, а со смещением в 10°.

Иными словами, фазовое смещение возбуждений сателлитов состороны солнечной шестерни и эпицикла составляет 190°, а не 180°.Поскольку жесткость системы «щеки водила – ось – сателлит» определяется широким набором трудно контролируемых параметров (зазоры, определяемые погрешностями изготовления, температура смазки, режим нагрузки и пр.)и варьируется в широких пределах, исследование проведено для минимально имаксимально возможных значений жесткости указанного соединения.23виброускорение60dB40200-20 020406080100120f (Гц)-40-60-80-100d_fi = 180d_fi=190-120-140Рис.

11. АЧХ поперечных колебаний выходного вала при минимальной жесткости соединения водило – сателлитСтепень и характер влияния указанного фазового отклонения хорошовидны по одной из полученных АЧХ, построенных для минимально возможнойжесткости соединения водило – сателлит, приведенной на рис. 11. Фазовое отклонение приводит к ярко выраженному повышению вибрации в низкочастотной части спектра. При повышении жесткости соединения водило – сателлитрост вибрации распространяется на более высокочастотную часть спектра до160 – 180 Гц.

Обеспечение строгой противофазности возбуждения может датьэффект снижения вибрации до 10 Дб в частотном диапазоне 40-150 Гц.Полученные результаты говорят о целесообразности проведения мероприятий по обеспечению строгой противофазности возбуждения сателлитов состороны эпицикла и солнечной шестерни.Как было отмечено выше, при анализе напряженно-деформированногосостояния сателлитного узла с учетом контактного взаимодействия было выявлено возникновение перекосов в зацеплениях. Это приводит к перераспределению контактной нагрузки по зацеплению. Влияние выявленной неравномерности распределения нагрузки по линии зацепления, вызванное перекосом, наАЧХ редуктора показано на рис.

12.24виброускорение30dB20100-10050100150200f (Гц)250-20равномерное распределение нагрузки-30-40неравномерность по зацеплению-50-60Рис. 12. Влияние неравномерности распределения нагрузки по линии зацепленияна АЧХ крутильных колебаний выходного вала редуктораВлияние перекосов на виброактивность редуктора не так однозначно, каквлияние неравномерности нагрузки по сателлитам.

На частоте ниже некоторогокритического значения неравномерность распределения нагрузки по зацеплению ведет к повышению вибрации, а на высоких частотах – к понижению. Критическое значение различно для поперечных, осевых и крутильных колебаний.Таким образом, основной и однозначный эффект от выравнивания нагрузки позацеплению выражается в снижении максимальных значений контактныхнапряжений.В результате анализа проведенных исследований сформулированы трипредложения по совершенствованию конструкции редуктора.Во-первых, для восстановления выявленной жесткостной ассиметрии сателлитного узла в плоскости, проходящей через ось сателлита, необходимо изменить конфигурацию внутренней проточки осей сателлитов.