Диссертация (531291), страница 19
Текст из файла (страница 19)
У модели с ограничениемосевых перемещений ротора в районе упорного подшипника седьмаяформа собственных колебаний соответствует осевым колебаниям ротора с узлом на указанном подшипнике и частоте 513 Гц. Следовательно, при численных исследованиях динамических характеристикредукторов на испытательном стенде следует обратить особое внима143ние на наличие возбуждения осевых колебаний ротора на частотахниже 513 Гц и, возможно, принять решение об уточнении математической модели ротора. Для предварительных (оценочных) расчетовпредлагаемая методика моделирования ротора вполне приемлема.3.4. Выводы1. На базе численных исследований сформулированы особенности колебаний роторных систем.2.
Разработана методика построения упрощенных с учетомсформулированных выше особенностей моделей роторов турбоагрегатов для исследования динамики ГТЗА.1444. ДИНАМИКА ПЛАНЕТАРНЫХ РЕДУКТОРОВВ СОСТАВЕ ТУРБОЗУБЧАТЫХ АГРЕГАТОВПри численном исследовании виброшумовых характеристик кораблей или подводных лодок, безусловно, необходимо моделированиекорпуса корабля и гребного винта, но эти вопросы выходят за рамкиданной работы. Кроме того, компоновка и конструкция рамы, на которой собирается ГТЗА, носит закрытый характер.
Поэтому в данной работе моделирование ГТЗА носит условный характер в силу моделирования некоторой абстрактной рамы, на которой крепятся турбина иредуктор. Валопровод к гребному винту и сам винт тоже не моделируются. Тем не менее, полученные выводы могут быть распространены на большинство турбозубчатых агрегатов, а рекомендации справедливы для реальных ГТЗА.Задачи, рассматриваемые в данной главе, продиктованы ужесточением требований по снижению виброактивности турбозубчатого агрегата, в состав которого входит планетарный редуктор производстваКалужского турбинного завода.
Как показала практика эксплуатацииданных механизмов, наиболее весомая составляющая в спектре распространяемой турбозубчатым агрегатом вибрации соответствуетпроцессу пересопряжения зубьев 2-й ступени. Поэтому цель проводимых и рассматриваемых здесь исследований – поиск путей сниженияуровня вибрации планетарного редуктора на частоте пересопряжениязубьев 2-й ступени.4.1. Взаимная компенсация возмущающих сил в зацепленияхсателлитов с центральными колесамиОдин из известных способов снижения вибрации механическихсистем при наличии нескольких источников возбуждения, действующих на одной частоте, заключается в подборе параметров конструкции, приводящих к полной или частичной взаимной компенсации этих145возбуждений.
При соответствующих численных или экспериментальных исследованиях этот подход весьма эффективен, хотя добитьсяполной взаимной компенсации возмущающего воздействия на практике удается редко.Одна из основных причин возникновения динамических сил взубчатом зацеплении – это изменяющаяся в процессе пересопряжениязубьев жесткость зацепления. В рассматриваемой конструкции, в зависимости от фазы зацепления, в контакте находятся четыре или пятьпар зубьев. Построенная модель позволяет воспроизводить не тольконе равномерную по контактирующим зубьям нагрузку в плоскости зацепления, но и любые фазовые соотношения динамических сил в зацеплениях солнечная шестерня – сателлит и сателлит – эпицикл.FЭ1ЭпициклFЭ1FR1Сателлит №1M1О1FT1Fсш1Солнечная шестерняFсш1Рис.
4.1. Точки приложения и направления динамическихсоставляющих сил, действующих в зубчатых зацеплениях в плоскости поперечного сечения 1-го сателлитаРассмотрим динамические компоненты сил, действующих напервый (верхний) сателлит 2-й ступени. Обозначим их Fэ1 и F сш1 в соответствии с рис. 4.1.
При четном количестве зубьев у сателлита динамическое воздействие на него со стороны эпицикла Fэ и солнечной146шестерни Fсш синхронно, при нечетном – в противофазе (т.е. в то время когда Fэ стремится сжать пружину, аппроксимирующую зубчатоезацепление, F сш стремится пружину растянуть).Если указанные силы привести к центру оси сателлита, через которую они воздействуют на водило, и далее на выходной вал, то получим суммарную силу и момент. Момент приводит к крутильным колебаниям сателлита и не оказывает (теоретически) влияния на водило.Поэтому он пока не рассматривается. Суммарную силу разложим натангенциальную F R и радиальную F T составляющие по отношению коси водила.
При синхронном и равном по амплитуде силовом воздействии на сателлит Fэ и Fсш радиальная составляющая окажется равнойнулю, а тангенциальная составляющая удвоится, т.е. будет максимальна. Если возмущающие силы действуют синхронно еще и по всемсателлитам, то суммарное воздействие тангенциальных составляющихприведет к максимальным крутильным колебаниям водила и выходного вала.При противофазном воздействии Fэ и Fсш тангенциальная составляющая равна нулю, а радиальная – максимальна. Циклическаясимметрия водила при синхронном по сателлитам действии сил обеспечивает компенсацию радиального воздействия на водило со стороныосей сателлитов. Следовательно, на выходном валу не должно наблюдаться ни крутильных, ни поперечных (перпендикулярных оси вращения) колебаний.Вышесказанные умозаключения справедливы для идеализированной модели редуктора с недеформируемыми узлами (сателлиты,оси сателлитов, эпицикл, солнечная шестерня).
Наличие деформацийуказанных узлов искажает описанную выше картину. Для уточненияреальной ситуации и оценки эффективности используемой методикиснижения вибрации проведены исследования динамики двух моделей.147Первая модель – это модель фрагмента кинематической части, вторая– модель всего редуктора.Модель фрагмента кинематической части представляет собойвторую ступень с выходным валом и опорными подшипниками водила, причем солнечная шестерня и эпицикл жестко закреплены в пространстве по всем степеням свободы во всех узлах конечноэлементнойсетки, что делает их недеформируемыми неподвижными телами. Такаямодель исключает влияние упругих и инерционных свойств солнечнойшестерни и эпицикла, позволяя смоделировать идентичные по амплитуде силовые воздействия на сателлит F э, F сш .Исследование НДС фрагмента кинематической части при противофазном возмущении показало, что в результате деформации оси сателлита в радиальном направлении сам сателлит совершает крутильные колебания относительно смещенной оси.
Это приводит кпоявлению тангенциальных составляющих сил, действующих на водило со стороны сателлитного узла, и, следовательно, крутильным колебаниям выходного вала, несмотря на компенсацию тангенциальныхсоставляющих сил со стороны эпицикла и солнечной шестерни. Поперечные колебания выходного вала практически отсутствуют.В реальности отличия жесткостных и инерционных характеристик присоединенных деталей (эпицикл и солнечная шестерня) приводят к разбалансировке действующих на сателлит со стороны центральныхколессилиснижениюкомпенсационногоэффекта.Исследование динамики с помощью модели всего редуктора позволяетоценить этот эффект. На рис. 4.2 приведены АЧХ, отражающие уровнивибрации выходного вала, вызванные пересопряжением зубьев.Из приведенных АЧХ видно, что реализация противофазноговозбуждения сателлитов в данной конструкции абсолютно не эффективна для снижения как крутильных, так и поперечных колебаний.148120виброуск.100dBкрутильные колебания на выходном валу806040200-20 050100150200f (Гц)250-40-60виброускорение40dBгоризонтальная вибрация на выходном валу302010f (Гц)0-10 050100150200250-20-30-40-50-60синфазное (фрагмент)синфазное (редуктор)Противофазное (фрагмент)Противофазное (редуктор)Рис.
4.2. АЧХ, полученные с помощью модели фрагмента ходовойчасти и модели всего редуктора для различных схем возбуждениясателлитовНа Калужском турбинном заводе и ИМАШ РАН исследовалисьеще два варианта возбуждения, которые обеспечили реальное снижение уровня вибрации конструкции. В отличие от рассмотренных вышесинфазного и противофазного возбуждения, в этих двух вариантах силы, действующие на разные сателлиты со стороны эпицикла и солнечной шестерни, не синхронны, а имеют некоторое фазовое смещение.149Снижение уровня вибрации выходного вала в этих случаях обусловлено суммированием на водиле как на относительно жестком недеформируемом теле не сбалансированных на сателлитах сил.Расчеты этих двух вариантов проведены в качестве еще одноготеста корректности построенной модели и правильности приложениядинамических сил, возникающих при пересопряжении зубьев.
В случае корректного моделирования мы должны получить заведомо известные из ранее выполненных расчетов и экспериментов результаты:различные виды взаимной компенсации вибровозбуждения и вынужденных колебаний на элементах редуктора.В табл. 4.1 приведены значения фазовых сдвигов по зацеплениямсателлитов для 3-х вариантов выполненных тестовых расчетов (длясравнения добавлен вариант с синфазным возбуждением). Следует отметить, что характерные разности фаз возмущающих сил ∆ϕ в зацеплениях «солнечная шестерня – сателлиты» и «сателлиты – эпицикл»,равные соответственно 0° и 180°, приведены в первом приближениибез учета величин второго порядка малости.Таблица 4.1.Фазовые смещения динамического возбуждения ∆ϕ по зацеплениямвторой ступени редуктораВозбуждаемые колебания водила (выходного вала)КрутильныеПоперечные--№(тест №1)(тест №2)(тест №3)сателлитаFсшFЭFсшFЭFсшFЭ10000018020072721443243001441442881084002162167225250028828821636При синхронном (синфазном) возбуждении по всем зацеплениямсилы Fэ1 – Fэ5 и Fсш1 – Fсш5 (рис.
4.1) синхронно сжимают/растягиваютпружины, аппроксимирующие статическую жесткость зубчатых зацеплений. В таблице 4.1 этот вариант возбуждения обозначен как те150стовый расчет №1. При таком возбуждении должны наблюдаться крутильные формы колебаний и отсутствовать поперечные.Во втором тестовом расчете фазовые смещения подобраны такимобразом, что радиальные составляющие динамического воздействияFR должны компенсироваться на сателлитах, а сумма тангенциальныхсоставляющих FT по всем сателлитам вызывает не крутильные, а поперечные колебания водила. Реализовать такое возбуждение можно засчет варьирования чисел зубьев zj центральных колес (j=1 – солнечнаяшестерня, j=2 – эпицикл) в пределах zj ± Е(z c/2), где zc – количество сателлитов в передаче, Е(zc/2) – целая часть z c/2 (например, в рассматриваемом случае (zc=5), Е(zc/2)=2) [5].В третьем тесте реализуется (также за счет изменения чиселзубьев) возбуждение, при котором действующие в противофазе силыFсш и F э не должны вызывать тангенциального возмущения водила, афазовые смещения по сателлитам обеспечивают компенсацию радиальных сил, т.е.
должна наблюдаться компенсация и крутильных и поперечных форм колебаний.Для анализа влияния разбалансировки действующих на сателлитсил тестовые расчеты опять проводились для двух вариантов конструкции: фрагмента кинематической части и полной модели редуктора с учетом системы его подвеса и амортизации.Полученные АЧХ (рис. 4.3) продемонстрировали ожидаемыйэффект взаимной компенсации вертикальных колебаний в тестовыхрасчетах №1 и №3, а также крутильных колебаний в тестовых расчетах №2 и №3 для обеих моделей.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
