Диссертация (531291), страница 4
Текст из файла (страница 4)
С этой целью в работе [120] был введен комплексный точностной параметр (КТП), учитывающий достаточно большое количествофакторов. Одной из проблем, связанных с уточнением КТП, является19недостаточная точность определения взаимного расположения расточек для осей сателлитов в водиле [141; 143]. Решение данной проблемы и один из возможных способов коррекции погрешностей изготовления водила описан в [121; 144].Для оценки и исследования динамических свойств редукторов настадии проектирования в настоящее время используется разработанное в ИМАШ РАН программное обеспечение. Расчеты проводятся намоделях, состоящих из простых подсистем с распределенными (ободьяэпициклов) и сосредоточенными (остальные узлы) параметрами. Подсистемы объединяются на основе метода динамических податливостей[4; 5].
Коэффициенты жесткости и демпфирования некоторых элементов уточняются по результатам экспериментальных исследований [29;220; 224].Несмотря на то, что природа возмущающих сил, возникающих впроцессе пересопряжения зубьев в редукторных системах, достаточносложна [4; 3; 5; 7 и др.], при проведении динамических расчетов численными методами [110] эти силы задаются в виде суммы гармониккинематического возбуждения:P = Cç ∑ (∆m Sin(mωzt + ϕm )) , гдеСз – жесткость зацепления; ωz – частота пересопряжения зубьев; ∆m иϕm – амплитуда и фаза m-й гармоники возмущающей силы, обусловленной технологическими погрешностями, упругими деформациями иизменениями жесткости зубьев по фазе зацепления.И хотя приведенная формула не полностью соответствует физической природе возмущаюших сил, такой подход позволяет добитьсядостаточно высокой точности амплитудно-частотных характеристиквынужденных колебаний в диапазоне 50-2000 Гц [29].Основная проблема ГТЗА, в состав которого входит упомянутыйредуктор, – это повышенный уровень вибрации на частоте пересопряжения зубьев второй ступени в диапазоне 50-200 Гц.
Именно в этом20диапазоне находится малошумный режим, т.е. режим скрытного хода.Снижение уровня вибрации ГТЗА на режиме скрытного хода представляет собой важную народнохозяйственную задачу.Существенным недостатком математических моделей, используемых в ИМАШ РАН, можно считать наличие твердых не деформируемых деталей (это зубчатые колеса, водило) Корпус редуктора тожемоделировался весьма упрощенно – в виде балки Тимошенко.
Создавать более совершенные модели на основе методов строительной механики, использовавшихся ранее, на сегодняшний день представляетсяне рациональным. Наиболее практичным для моделирования сложныхмеханических конструкций является метод конечных элементов(МКЭ).Современное программное обеспечение и мощности ЭМВ создают все условия для построения более совершенных моделей и проведения численных исследований на качественно новом, более высоком уровне, позволяющем оценивать вибрационные характеристикисовременных редукторов в условиях, максимально приближенных кусловиям их работы, например, в составе силовой установки или испытательного стенда.Сравнительный анализ наиболее известных автоматизированныхконечноэлементныхпрограммныхкомплексов(ПК)NASTRAN,ASKA, ADINA, ANSYS и других выполнен в работах [16; 41; 42; 152;164; 218].
Большой популярностью на российском рынке пользуютсяуниверсальные ПК NASTRAN и ANSYS, позволяющие решать достаточно сложные задачи. Однако методик расчета систем, подобныхГТЗА, в настоящее время не существует.ГТЗА представляет собой чрезвычайно сложную для моделирования систему. Поэтому в данной работе, согласно основному принципу диакоптики, вся система делится на ряд более простых подсистем с целью исследования возможности их упрощения. Затем из21упрощенных моделей подсистем собирается модель всей системы. Задача промежуточных исследований заключается в том, чтобы построить максимально упрощенную модель, при адекватном отражении еюосновных свойств моделируемого объекта.
На рис. 1.3 показана схемаразбиения ГТЗА на подсистемы.НЕСУЩАЯ КОНСТРУКЦИЯ (РАМА)ТУРБОАГРЕГАТВАЛОПРОВОДЫРОТОРМУФТЫЭЛЕМЕНТЫКИНЕМАТИЧЕСКОЙСХЕМЫРЕДУКТОРРАБОЧИЕКОЛЕСАОПОРЫЗУБЧАТЫЕЗАЦЕПЛЕНИЯИ СОЕДИНЕНИЯПОДШИПНИКИСКОЛЬЖЕНИЯКОРПУССИСТЕМАПОДВЕСАИ АМОРТИЗАЦИИРис.1.3. Подсистемы и компоненты ГТЗАПоскольку основным источником шума в ГТЗА является редуктор, то, в соответствии с целью работы, он и входящие в его составподсистемы следует моделировать с максимальной степенью детализации.
Остальные подсистемы моделируются с максимальной степенью упрощения. Степень детализации или упрощения определяетсяимеющимися вычислительными ресурсами.При исследовании динамики типовой конструкции ГТЗА в данной работе используется ПК ANSYS. Однако достаточное вниманиеуделено вопросу разработки отечественного, импортозамещающегопрограммного обеспечения. Это особенно актуально для таких областей, как ядерная энергетика, авиа- и кораблестроение, космическиетехнологии.Небольшим коллективам без серьезной государственной поддержки тяжело состязаться с иностранными производителями, уже22признанными лидерами на международном рынке ПО.
Тем не менее,есть ниша, которую следует занять и развивать в дальнейшем, – эторазработка узкоспециализированного высокоточного ПО, адаптированного для решения частных задач, характерных для конкретныхпредприятий. Имеет смысл, например, разработать ПК для расчетасобственных колебаний рабочих колес турбоагрегатов. Как было сказано выше, эти задачи связаны в большей степени с проблемами прочности, а не с обеспечением требуемых виброшумовых характеристик.Теоретические основы и математический аппарат для решенияподобных задач известны и хорошо разработаны.
Тем не менее, программная реализация не обходится без решения технических вопросов, связанных с конкретной областью применения.Первые основополагающие исследования в области расчета собственных колебаний вращающихся колес принадлежат Стодоле [272].Стодола использовал приближенное решение, основанное на методеРелея. Лопатки рассматривались как твердое тело на ободе диска, т.е.как сосредоточенная кольцевая масса. Причины колебаний лопаточных колес впервые были исследованы Кэмпбеллом в работе [226], гдепроанализированы случаи разрушения лопаток и дисков в результатеизгибных колебаний. Вибрационный расчет лопаток на основе теорииКирхгофа–Клебша позволяет исследовать чисто изгибные и чистокрутильные колебания [31; 33; 204] и справедлив только для слабо закрученных лопаток.
Дальнейшее развитие теория закрученных стержней получила в работах Ю.С. Воробьева, С.М. Гринберга, Б.Ф. Шорраи других [66; 67; 70; 77; 208; 243]. Это позволило учесть влияние таких факторов, как начальная закрутка, депланация сечения, сдвиг ит.д. В работе И.Ю. Хижа [201] исследуются колебания нагруженныхстержневых систем. Один из программно реализованных методов набазе стержневой теории, принятый для расчета лопаток турбомашин,излагается в работах Л.Х.
Листвинской [122, 123].23Более высокочастотные формы колебаний позволяет исследоватьтеория пластин. Таким расчетам посвящены работы Ф.С. Бедчер,И.И. Меерович [30; 133], позволяющие учитывать косую и частичнуюзаделку в корневом сечении, а также косой периферийный срез пералопатки. Лопатки являются наиболее нагруженными элементами рабочих колес турбоагрегатов, и исследованию их колебаний посвященобольшое количество работ. В зависимости от формы лопаток расчетбазировался на использовании теории стержней, пластин или оболочек.Вибрационные напряжения и усталость материала, наблюдаемыев дисках, служат проявлением резонансных колебаний, а уменьшениеих достигается отстройкой и демпфированием.
Для снижения вибрационных нагрузок могут использоваться антивибрационные полки[187], демпферные связи и бандажи [105; 153; 261; 289; 291] и некоторые другие конструктивные решения [15; 22; 174; 181; 203]. Демпфирование колебаний лопаток с помощью пьезоэлементов предлагается в[277], но в связи с техническими трудностями реализация этого метода не нашла применения.Сложные формы современных лопаток и специфичные характеристики дисков [114; 198; 281] приводят к значительным ошибкам прииспользовании в расчетах технической теории изгиба стержней икруглых пластин.Известны уточненные варианты теории кольцевых пластин, построенной в соответствии с гипотезой Кирхгофа, и теории колебаний,основанной на аналоге гипотезы Тимошенко для стержней, учитывающей деформацию сдвига [192]. Эти теории дают существенную погрешность при описании высших форм колебаний.
Кроме того, они неучитывают асимметрию полотна и обода диска, условия закрепления ижесткость узлов перехода к оболочкам вращения и валам.24Численные исследования выделили основные факторы, влияющие на характер колебаний рабочих лопаток. Ряд работ был посвященучету влияния упругих свойств заделки лопатки [52; 151; 256]. В нихразработаны конечноэлементные модели, позволяющие проводитьрасчеты лопаток с замковыми частями. Еще одним фактором, влияющим на НДС и колебания рабочих колес, считается неравномерныйнагрев различных элементов. С этой проблемой связаны работы [167,205].
Особое внимание при расчете динамики рабочих колес турбомашин уделяется полю центробежных сил. Конечноэлементная реализация учета центробежных сил отражена в работах [85; 151; 191; 253].Этот алгоритм учитывает статические напряжения от действия центробежных сил в срединной поверхности лопатки, а также их восстанавливающее действие при изгибе. Обширные обзоры, посвященныерасчету лопаток в поле центробежных сил, представлены в работах[17; 88; 91; 237].В работах [38; 39] приведены результаты анализа взаимодействия колебаний в различных узлах турбомашин.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
