Управление динамическим поведением роторов ГТД посредством опоры с регулируемой жесткостью

• Автор: Фомина, Ольга Николаевна
• Шифр специальности: 05.07.05
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2010
• Место защиты: Москва
• Количество страниц: 109 с. : ил.

СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ

1. ОБЗОР ЛИТЕРАТУРЫ, ЗАДАЧИ РАБОТЫ

1.1. Методы контроля вибраций роторных систем

1.2. Контроль вибраций в турбомашинах

1.3. Задачи диссертационной работы

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРОМЕЖУТОЧНОЙ ОПОРЫ КОМПРЕССОРНОГО СТЕНДА

2.1. Предварительный расчет трансмиссии стенда для начала рабочего проектирования промежуточной опоры

2.2. Описание конструкции промежуточной опоры

2.3. Узлы И ЭЛЕМЕНТЫ промежуточной опоры

2.4. Проектирование упругого кольца

2.5. Проектирование упругой втулки
2.6. Расчет долговечности подшипников промежуточной опоры
2.7. Расчет управляющего давления воздуха в “думисной” полости
2.8. Конечно-элементный анализ упругой втулки
2.9. Экспериментальные исследования осевой податливости упругой втулки
2.10. Выводы
3. ДИНАМИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ВАЛОПРОВОДА
3.1. Моделирование динамической системы валопровода
3.2. Частоты и формы колебаний, анализ
3.3. Идентификация математической модели по экспериментальным ДАННЫМ
3.4. Нестационарный анализ поведения валопровода при изменении жесткости
3.5. Выводы

4. ИСПЫТАНИЯ ПРОМЕЖУТОЧНОЙ ОПОРЫ В СОСТАВЕ КОМПРЕССОРНОГО СТЕНДА
4.1. Общая схема компрессорного стенда с промежуточной опорой
4.2. Основные блоки и узлы компрессорного стенда
4.3. Результаты тестовых испытаний
4.4. Выводы
5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОПОРЫ С РЕГУЛИРУЕМОЙ ЖЕСТКОСТЬЮ ДЛЯ АВИАЦИОННОГО ГТД
5.1. Общие положения
5.2. Конструкция задней опоры КНД
5.3. Конструкция передней опоры КНД
5.4. Выводы
6. ВЫВОДЫ
7. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ
Большая часть повреждений в газотурбинных двигателях (ГТД) происходит в результате возникновения в них вибраций. Вибрации возбуждаются периодическими или внезапно приложенными силами, действующими как самостоятельно, так и в сочетании с термическими, статическими и другими факторами.
Вибрации становятся особенно сильными в зоне резонансов, когда частоты возмущающих сил или моментов совпадают с частотами собственных колебаний системы. Вероятность возникновения резонансных режимов возрастает с увеличением быстроходности ГТД.
Борьба с вибрациями становится неотъемлемым условием обеспечения высокого качества ГТД. Она ведется на этапах проектирования, доводки, серийного производства и эксплуатации.
Для снижения вибраций проводятся различные мероприятия: обеспечение соосности опор роторов, частотная отстройка от резонансных режимов, балансировка роторов. Уменьшение вибраций в деталях и узлах происходит также в результате демпфирования, как естественного, так и искусственного. Первое достигается вследствие внутреннего трения в материале и узлах конструкции и внешнего трения от взаимодействия колеблющейся детали или узла с внешней средой; второе - за счет применения специальных демпферных устройств.
Наиболее распространенным способом борьбы с вибрациями является частотная отстройка, заключающаяся в выведении критических частот вращения роторов из рабочего диапазона. В первую очередь это касается критических частот вращения, которым соответствует первая или вторая изгибные формы колебаний роторов.
Так как корпуса и ротора ГТД выполняются довольно податливыми из-за требования минимальной массы, то вывести критические частоты выше

2.5. Проектирование упругой втулки
Упругая втулка проектируется из условий необходимой податливости, статической и динамической прочности, а также из условия обеспечения необходимой величины упругого хода.
При увеличении давления в “думисной” полости и, как следствие, увеличении осевой нагрузки, воспринимаемой шарикоподшипником, происходит посадка радиального упора по коническим поверхностям корпуса подшипника и корпуса опоры, т. е. выборка зазора за счет наклонных прорезей упругой втулки (“беличьего колеса”), работающих, как пружина, в осевом направлении.
Выбор величины зазора зависит от следующих условий:
величины допусков на изготовление корпуса подшипника и опоры по коническим поверхностям;
необходимости работы “беличьего колеса” в области упругих деформаций;
обеспечения необходимой долговечности для работоспособности шарикоподшипника при поддержании минимальное давление в “думисной” полости, при котором не происходит выборки осевого зазора по коническим поверхностям;
- обеспечение необходимой долговечности подшипника при таком давлении в думисной полости, при котором происходит гарантированная выборка осевого зазора по коническим поверхностям.
Исходя из выше приведенных условий, зазор для данной конструкции составил 0,3 мм.
Выбор геометрии упругой втулки (“беличьего колеса”) и анализ прочности проводился в соответствии с рекомендациями работы [27].
Жесткость упругого элемента вычисляется по формуле