Моделирование собственных колебаний циклически симметричных систем на базе конечных элементов со смешанной аппроксимацией перемещений полиномами высших порядков тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ

2. МОДЕЛИРОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ СЛОЖНЫХ МЕХАНИЧЕСКИХ СИСТЕМ, МЕТОДОМ КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ (МКЭ)

2.1 Численные методы решения задач теории упругости

2.2 Основные соотношения МКЭ в теории упругости

2.3 Трехмерные конечные элементы для исследования колебаний сложных механических систем

2.4 Описание алгоритма расчета механических систем на базе трехмерных элементов

2.5 Выводы

3. ИССЛЕДОВАНИЕ ТОЧНОСТИ МАТЕМАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ, ПОСТРОЕННЫХ НА БАЗЕ ТРЕХМЕРНЫХ КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ СО СМЕШАННОЙ АППРОКСИМАЦИЕЙ ПЕРЕМЕЩЕНИЙ

3.1 Анализ точности расчетов стержневых конструкций с помощью элементов 3>Т)12 и 3&

3.2 Исследование колебаний консольно закрепленной пластины с помощью элементов ЗБ48, 3Б60, ЗБ

3.3 Исследование колебаний оболочечных конструкций

3.4 Исследование колебаний реальных компрессорной и турбинной лопаток

3.5 Исследование собственных колебаний пакета турбинных лопаток

3.6 Выводы

4. ИССЛЕДОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ ЦИКЛИЧЕСКИ СИММЕТРИЧНЫХ СИСТЕМ

4Л Суперэлементный подход при расчете механических систем

4.2 Использование свойств циклической симметрии

4.3 Влияние расстройки на собственные колебания модельного диска с лопатками

4.4 Учет влияния центробежных сил при расчете колебаний вращающихся систем

4.5 Выводы

5. ИССЛЕДОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ РЕАЛЬНЫХ

ЦИКЛИЧЕСКИ СИММЕТРИЧНЫХ ОБЪЕКТОВ

5.1 Взаимное влияние колебаний лопаток и диска, построение частотной диаграммы

5.2 Построение конечноэлементной модели рабочего колеса паровой турбины

5.3 Исследование колебаний рабочего колеса паровой турбины

5.4 Влияние различных конструктивных факторов на колебания циклосимметричной системы

5.5 Выводы

Проблема повышения качества изделий при сокращении сроков их изготовления в наше время достаточно актуальна практически во всех областях машиностроения. В современных условиях необходимо использовать все возможности для того, чтобы выпускать конкурентоспособную продукцию, причем не за счет дешевизны изделия, хотя и это немаловажно, а за счет повышения качества и надёжности. Это особенно важно для таких областей машиностроения как ядерные энергетические установки, судовые и авиационные турбоагрегаты. Как правило, в таких конструкциях некоторые узлы не могут подвергаться каким-либо ремонтным или диагностическим мероприятиям. В этих случаях необходимо обеспечить безотказную работу агрегатов в течение всего срока их эксплуатации. Следовательно, неизбежно применение новых конструкторских решений и наиболее эффективных конструктивных схем.

Для обеспечения наилучших параметров и характеристик изделий требуются теоретические и экспериментальные научные исследования. Развитие численных методов, широкое внедрение ЭВМ в инженерные расчеты, быстрый рост мощности выпускаемой вычислительной техники создают предпосылки для проведения более детальных динамических расчетов сложных технических систем на стадиях проектирования и экспериментальной доводки. Наиболее широкий спектр систем, обладающих циклической симметрией, представляют рабочие колеса турбоагрегатов, авиационных и ракетных двигателей, различных насосов и компрессоров. Предлагаемая в данной работе методика рассматривается в приложении к рабочим колесам турбоагрегатов, хотя с ее помощью можно решать более широкий круг задач, чем динамические расчеты вышеперечисленных объектов. Наиболее ответственным узлом турбоагрегата является ротор, от качества которого в значительной мере зависит надежность изделия в целом. Особое внимание уделяется вибрационным характеристикам высоко-нагруженных деталей ротора. От того, насколько удастся снизить уровень вибраций, зависит срок службы всего изделия. Для того чтобы оценить вибрационные характеристики ротора, необходимо определить спектр его собственных частот, т.е. частоты, на которых могут возникнуть резонансные колебания отдельных элементов ротора. Как правило, конструкторов интересует лишь нижняя часть спектра (не выше 30 Кгц.), так как эти колебания наиболее опасны с точки зрения разрушения механических конструкций. Необходимо знать, какой конкретно узел или элемент может стать источником опасных колебаний. Вибрационные характеристики некоторых узлов можно определить экспериментально на специальных стендах. Стоимость таких стендов, специального оборудования и проведения эксперимента весьма высока. Кроме того, далеко не всегда удаётся разместить необходимые датчики там, где хотелось бы, и не всегда можно подвергнуть полному вибрационному испытанию весь ротор в сборе на всех режимах работы. Собранные вместе узлы, взаимодействуя друг с другом, изменяют свой собственный частотный спектр, поэтому очень важно иметь расчетные данные и лишь контролировать их точность необходимыми для этого экспериментами.

При проектировании и вибрационной доводке новых турбоагрегатов очень важно наличие надежной методики расчета вибрационных характеристик элементов и узлов для рабочих колес турбомашин. Для решения таких задач в данной работе предлагается широко используемый для анализа колебаний элементов машин метод конечных элементов (МКЭ). Данная работа базируется на развитии и дополнении подсистем расчета колебаний [27, 30, 31, 32, 33, 35, 37].

Турбины, работающие в широком диапазоне частот, неизбежно имеют некоторые критические режимы, при которых возникают резонансные колебания в лопаточном венце. Для снижения вибрационных нагрузок в таких случаях могут использоваться антивибрационные полки [135], демпферные связи и бандажи [79, 109, 198, 223, 225] и некоторые другие конструктивные решения [5, 10, 126, 130, 149]. Демпфирование колебаний лопаток с помощью пьезоэлементов предлагается в [211], но, в связи с техническими трудностями, реализация этого метода представляется проблематичной. Вибрационная доводка элементов турбомашин, работающих на стационарных частотах, заключается, как правило, в частотной отстройке. Обычно такая отстройка производится путем изменения геометрии лопаток. Метод отстройки выбирается на основе имеющегося практического опыта. При разработке принципиально новых конструкций такой подход не может обеспечить быстрое получение желаемого результата. Существующая теоретическая база и современная вычислительная техника вполне позволяют проводить расчеты для определения динамических характеристик будущих конструкций, поэтому разработка различных методик для расчетов таких сложных конструкций как облопаченные диски и ротора в сборе, весьма актуальна. Для достижения необходимой точности таких расчетов следует использовать конечные элементы (КЭ) с высокой степенью аппроксимации перемещений, однако, не следует забывать о том, что это ведет к резкому повышению требований к вычислительным ресурсам. Удачным решением этого вопроса может стать применение элементов со смешанной аппроксимацией перемещений. Значительная часть данной работы посвящена разработке и исследованию поведения КЭ со смешанной аппроксимацией перемещений.

Классические схемы анализа сложных механических конструкций включают в себя такие этапы как выбор расчетной модели с той или иной степенью полноты, отражающей свойства реального прототипа. Существующие в настоящее время методики расчетов, изложенные в учебно-методической литературе [3, 26, 39, 43, 57, 63, 64, 69, 96, 113, 116, 119, 121], позволяют достаточно точно определить вибрационные характеристики отдельных элементов. Достаточно сложную задачу представляет собой исследование колебаний систем ротор-опоры-фундамент [88, 89]. При расчете такого узла как обло-паченное колесо или ротор турбоагрегата в сборе, используются упрощенные математические модели [67, 106, 141, 148, 154, 160, 213]. Такие модели позволяют решить частные, очень узкие в своей области задачи. Для решения более широкого круга задач математическая модель должна достаточно точно отражать внутреннюю структуру исследуемого объекта. В настоящее время существуют все предпосылки для разработки и реализации методики, позволяющей решить эту проблему. Решающим шагом на пути к решению этой задачи может быть реализация методики расчета динамических характеристик рабочего колеса турбоагрегата с помощью элементов со смешанной аппроксимацией перемещений.

В настоящей работе разработана и программно реализована методика расчета свободных колебаний сложных цикло-симметричных систем. Получены достоверные вибрационные характеристики лопаток и рабочих колес турбоагрегатов. Разработанная методика базируется на КЭ со смешанной аппроксимацией перемещений и учитывает действие центробежных сил. Проведен анализ точности расчета при использовании различных типов КЭ. С помощью разработанного программного обеспечения исследовано влияние некоторых конструктивных параметров на динамические характеристики рабочего колеса турбоагрегата.

На защиту выносятся:

1. Математическая модель колебаний циклосимметричных систем на базе элементов со смешанной аппроксимацией перемещений.

2. Алгоритм расчета собственных колебаний лопаток, пакетов лопаток и рабочих колес турбин на базе КЭ со смешанной аппроксимацией перемещений с учетом геометрической нелинейности.

3. Программный комплекс для расчета собственных колебаний механических систем, использующий КЭ со смешанной аппроксимацией перемещений.

4. Суперэлементная модель рабочего колеса на базе КЭ с линейно-кубической аппроксимацией перемещений.

5. Результаты расчетов, обладающие признаками научной новизны, в частности: влияние конструктивных факторов на резонансные колебания рабочего колеса паровой турбины К6-30П.

I. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ

Первые основополагающие исследования в области расчета собственных колебаний вращающихся колес принадлежат Стодоле [208]. Дифференциальное уравнение осесимметрич-ных изгибных колебаний диска было составлено на основе гипотезы Кирхгофа-Лява. Расчетная модель отличалась упрощенной схемой. Для случая колебаний с узловыми диаметрами и дисков переменной толщины Стодола использовал приближенное решение, основанное на методе Релея. Лопатки рассматривались как твердое тело на ободе диска, т.е. как сосредоточенная кольцевая масса. Причины колебаний лопаточных колес впервые были исследованы Кэмпбеллом в работе [164], в которой проанализированы случаи разрушения лопаток и дисков в результате изгибных колебаний. Вибрационный расчет лопаток на основе теории Кирхгофа-Клебша позволяет исследовать чисто изгибные и чисто крутильные колебания [17,19,150] и справедлив только для слабо закрученных лопаток. Дальнейшее развитие теория закрученных стержней получила в работах Ю.С. Воробьева, С.М. Гринберга, Б.Ф. Шорра и других [48, 49, 52, 58, 153, 181]. Это позволило учесть влияние таких факторов как начальная закрутка, депланация сечения, сдвиг и т.д. В работе И.Ю. Хижа [147] исследуются колебания нагруженных стержневых систем. Один из программно реализованных методов на базе стержневой теории, принятый для расчета лопаток турбомашин, излагается в работе Л.Х. Ли-ствинской [92].

Более высокочастотные формы колебаний позволяет исследовать теория пластин. Таким расчетам посвящены работы Ф.С. Бедчер, И.И. Меерович [16, 98], позволяющие учитывать косую и частичную заделку в корневом сечении, а также косой периферийный срез пера лопатки. Рабочие лопатки являются наиболее нагруженными элементами рабочих колес турбоагрегатов, и исследованию их колебаний посвящено большое количество работ. В зависимости от формы лопаток расчет базировался на использовании теории стержней, пластин или оболочек. Анализ причин разрушения деталей роторов турбоагрегатов говорит о том, что в большинстве случаев они связаны с динамическими нагрузками. Вибрационные напряжения и усталость материала в диске служат проявлением резонансных колебаний, а уменьшение их достигается отстройкой и демпфированием. Классическим инструментом исследования колебаний деталей роторных систем является техническая теория изгиба стержней и круглых пластин. Однако, сложные формы современных лопаток и специфичные характеристики дисков [87, 144, 215] приводят к значительным ошибкам при использовании в расчетах теории изгиба.

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 [140]. Эти теории дают существенную погрешность при описании высших форм колебаний. Кроме того, они не учитывают асимметрию полотна и обода диска, условия закрепления и жесткость узлов перехода к оболочкам вращения и валам. На некоторых предприятиях эти проблемы решаются с помощью различных поправочных коэффициентов, полученных из практического опыта, накопленного в результате экспериментальных и доводочных работ. При проектировании принципиально новой схемы рабочего колеса такая методика не может дать удовлеи творительного результата. В этом случае необходимо будет опять проводить большое количество экспериментальных исследований.

В связи с развитием МКЭ появилось значительное количество работ по расчету колебаний лопаток и оболочечных конструкций. Различные аспекты теории численной реализации освещены в работах [46, 81, 99, 100, 102, 112, 127, 129, 136, 145, 146, 151, 155]. Особенно весомый вклад в эту область внесли Дж. Аргирис [8], О. Зенкевич [71], Г. Стренг и Дж. Фикс [134], Р. Галлагер [55], К. Батте и Е. Вилсон [14], Д. Нори и Ж.де Фриз [104], Л. Сегерлинд [128], Ж.де Клу [60], Ф. Сьярле [137], Дж. Оден [105], Э. Митчелл и Р. Уайт [101] и др. [50, 216, 218, 219] В работе А. С. Вольмира и др. [47] дана общая краткая справочная информация по численным методам расчета тонкостенных конструкций, изложены базовые принципы различных методов расчета.

В развитии методов расчета рабочих лопаток на базе МКЭ можно выделить несколько подходов.

При первом подходе срединная поверхность лопаток аппроксимировалась многогранной поверхностью, каждая грань которой являлась плоским пластиночным КЭ. В этом случае лопатка представлялась как оболочечная конструкция. Для произвольных оболочечных конструкций применялись, как правило, треугольные элементы, позволяющие описывать любую геометрическую форму. Важным шагом в развитии этой методологии стала разработка треугольного КЭ переменной толщины с изгибно-мембранной жесткостью. Матрицу жесткости для этого элемента получили путем суперпозиции двух независимо полученных матриц для плоского напряженного состояния и изгиба [27, 212]. Такой подход в определении матрицы жесткости справедлив при малых относительных перемещениях и требует генерации достаточно мелкой конечно-элементной сетки. Эти КЭ применялись при исследовании лопаток при нестационарном обтекании в работе [62] и показали достаточно хорошую точность и сходимость при расчетах.

При втором подходе используются оболочечные элементы. В работах [9, 59, 186] применяются криволинейные оболочечные элементы на базе двухмерной теории оболочек. В некоторых случаях они позволяют получить более точные результаты. Основным недостатком таких элементов является то, что они не обеспечивают непрерывности функций перемещений и их производных вдоль границ КЭ. При попытках устранить эти недостатки теряется простота элементов. Поэтому эти элементы не нашли широкого применения и использовались для ограниченного класса инженерных задач. При попытке применения моментной схемы конечных элементов [80, 151] было замечено, что МКЭ обладает медленной сходимостью, если принятый закон не позволяет описать перемещения КЭ как жесткого целого, а вопрос о влиянии на точность жестких перемещений элементарных объемов КЭ при его деформации оставался без внимания. После учета свойства жестких перемещений были выполнены расчеты собственных колебаний пластин, оболочек, лопастей гидротурбин и гидронасосов.

Особое внимание уделено моделированию сложных по форме объектов с помощью различных по свойствам и форме конечных элементов. Это вызывает ряд проблем, связанных со стыковкой таких элементов. Так, например, перо лопатки можно аппроксимировать оболочкой, а корневой участок - как трехмерное тело. Для таких целей в работах [209, 210] введено семейство четырехугольных криволинейных изопараметрических элементов. В работе [2] исследуется влияние типа КЭ на расчеты собственных колебаний тонкостенных конструкций.

Третьим подходом к расчету напряженно-деформированного состояния (НДС), а также собственных частот и форм колебаний, можно назвать расчеты на базе объемных КЭ. Такие КЭ, в свою очередь, подразделяются на три основные группы: изопараметрические, субпараметрические и суперпараметрические. Для изопараметрических элементов характерно использование при преобразовании местных и общих координат тех же полиномиальных членов, что и при описании функций формы в местной системе координат. Если при описании функций формы используются полиномы более высоких порядков, чем для преобразования системы координат, то такой элемент называется субпараметрическим. Когда преобразование координат описывается функциями более высокого порядка, элемент называется суперпараметрическим. При использовании в расчетах турбинных лопаток различных типов элементов, например, оболочечных и пластиночных, очень сложно определить границу, где следует стыковать эти элементы. Кроме того, в местах таких сопряжений возникают

V» V» /—1 трудности с генерацией конечно-элементной сетки. С помощью объемных элементов появилась возможность описывать механические конструкции более сложной формы. Это позвои и с» ** ляет отоити от теории стержней, пластин, безмоментных оболочек и, основываясь на трехмерной теории упругости, более детально рассматривать рассчитываемые объекты, получая при этом более точные результаты, хотя и требует усложнения процедуры подготовки исходной информации для расчетов.

Описания различных субпараметрических элементов можно найти в работах [95, 152, 194]. С помощью таких элементов выполнены расчеты лопаток турбин сложной геометрии и оболочечных конструкций. В работе [95] рассчитана реальная лопатка сложной геометрии. Результаты конечноэлемент-ного анализа удовлетворительно согласуются с экспериментом.

В работе [202] описано применение изопараметрического элемента с восемью внешними узлами по 3 степени свободы в каждом и девятью внутренними степенями свободы. Смещение в любой точке элемента описывается квадратичным полиномом, что соответствует линейному изменению напряжений в поперечном сечении элемента. С помощью такого элемента произведен расчет вибрации для консольного и двухопорного закрепления лопатки вентилятора. В этой работе, наряду с пером лопатки, моделируется полка и замок, однако, отличие результатов расчета собственных частот от экспериментальных данных достигает 10%, а при снижении числа степеней свободы в результате статической конденсации наблюдается существенное искажение форм колебаний. Следует отметить, что такой элемент хорошо реагирует на смещение только в центральных узлах, а это ухудшает реакцию элемента на изгиб, хотя внутренние степени свободы сводят эти ошибки к минимуму.

Численные исследования выделили основные факторы, влияющие на характер колебаний. Ряд работ был посвящен учету влияния упругих свойств заделки лопатки [38, 107, 192]. В них разработаны конечноэлементные модели, позволяющие проводить расчеты лопаток с замковыми частями. Еще одним фактором, влияющим на НДС и колебания рабочих колес, считается неравномерный нагрев различных элементов. С этой проблемой связаны работы [120, 151]. Особое внимание при расчете собственных колебаний рабочих колес турбомашин уделяется полю центробежных сил. Конечноэлементная реализация учета центробежных сил отражена в работах [65, 107, 139, 189]. Этот алгоритм учитывает статические напряжения от действия центробежных сил в срединной поверхности лопатки, а также их восстанавливающее действие при изгибе. Обширные обзоры, посвященные расчету лопаток в поле центробежных сил, представлены в работах [7, 68, 70, 175]. В работах [24, 25] приведены результаты анализа взаимодействия колебаний в различных узлах турбомашин. В расчетах на базе стержневых и прямоугольных пластинчатых элементов использовалось свойство осевой симметрии.

Для устранения одиночных колебаний, снижения уровня вибрации и напряжений в лопаточных венцах рабочих колес используют различные антивибрационные полки и бандажиро-вание. Ряд работ посвящен исследованию колебаний пакетов лопаток [12, 89, 197, 227]. В работах [51, 163, 200, 217, 222] моделирование лопаток основано на теории оболочек, а в [185, 186] используются объемные элементы. В работах [156, 187] применяются оболочечные элементы для моделирования толстых оболочек, что приводит к снижению требований к вычислительным ресурсам по отношению к объемным элементам. В работе [21] получено приближенное решение для частоты синфазных колебаний, а в работе [182] на этом основании построена приемлемая для практики расчетная схема. В работе [194] рассмотрены возможные формы колебаний на основании теории оболочек. Проведено сравнение численных результатов с экспериментальными данными. Дальнейшие теоретические и экспериментальные исследования бандажированных рабочих колес с лопатками несложной геометрии проведены в работах [167, 171, 172], проанализировано влияние расстройки системы на колебания пакета. В работах [203, 204] с помощью стержневых элементов была исследована упрощенная модель пакета лопаток с целью изучения влияния различных параметров на собственные частоты. При этом авторы ограничились рассмотрением только тангенциальных колебаний в плоскости пакета. Учет сил трения при демпфировании колебаний рассматривается в работе [4]. Попытка учета трения в стыке бандажных полок предпринята в работе [133] с помощью линейного демпфирования. Лопатка и бандажные связи при этом моделировались оболочечными конечными элементами. В работе [214] на базе оболочечных элементов исследован пакет лопаток с двухъярусным полочным бандажированием.

Важным шагом на пути развития численных методов расчета динамики элементов роторов турбоагрегатов можно считать появление работ, посвященных исследованию совместных колебаний системы диск-лопатки. Колебания таких систем можно подразделить на два вида: изгибные колебания с узловыми диаметрами и колебания с узловыми окружностями. Колебания рабочих колес с узловыми окружностями вызываются осевыми силами, например, при пульсирующей подаче пара. Такие колебания на практике встречаются значительно реже, и им в технической литературе уделяется меньшее внимание. Крайне редко встречается особый вид колебаний, когда все элементы системы колеблются синфазно. Колебания этого вида еще называют зонтичными. В одной из первых работ в этой области [173] исследовано влияние вращения. Показано, что вращение практически не оказывает влияния на формы мембранных колебаний. Влияние лопаток на колебания диска в этой работе не учитывалось. Принято считать, что колебания с узловыми диаметрами являются более опасными, чем колебания с узловыми окружностями, т.к. их собственные частоты значительно ниже, а силы, возбуждающие колебания высших частот, на практике встречаются реже.

При исследовании колебаний облопаченных дисков часто используются матричные формы метода волновых динамических жесткостей и податливостей [66, 73] и метод начальных параметров [78, 135]. Очень важную роль в формировании современных методов расчета колебаний рабочих колес турбома-шин играют общие свойства циклической симметрии, разработанные В.П. Ивановым [74]. Широкое распространение получили методы расчета облопаченных дисков паровых турбин, разработанные A.B. Левиным [90], в которых исследуются в основном изгибные колебания дисков с узловыми диаметрами без узловых окружностей. Большинство причин усталостных разрушений дисков связано именно с изгибными колебаниями.

Качественно новые явления при рассмотрении рабочего колеса как единого упругого целого были выявлены в работах [23, 66]. При динамическом взаимодействии диска и лопаток появляются низкочастотные колебания с узловыми окружностями, расположенными как на диске, так и на лопаточном венце. Это ставит вопрос о безопасности изгибных колебаний диска с узловыми окружностями. Исследованиям колебаний дисков с лопатками, кроме упоминавшихся выше, посвящены работы [18, 49, 75, 76, 77, 111, 123, 124, 125, 138, 199, 226].

В одной из первых работ, где уделяется внимание влиянию колебаний лопаток на колебания диска, рассмотрены тангенциальные колебания лопаток и крутильные колебания диска [143]. Дальнейшее исследование связанности изгибных колебаний лопаток и мембранных колебаний диска отражено в работе [179]. Метод конечных элементов в расчетах связных колебаний впервые применили Кирхгоф и Вильсон [183]. В этой работе рабочая модель состояла из трех групп элементов. Лопатка представлялась балочным элементом с десятью степенями свободы. Элемент бандажа - изогнутая балка с 8-ю степенями свободы, а кольцевой элемент диска имел 6 степеней свободы. Матрицы масс и жесткости конструкции были получены суммированием отдельных матриц. Более детальный анализ колебаний дисков выполнен в работе [184], в которой исследовано влияние закрутки и скорости вращения. К числу первых работ по МКЭ среди отечественных работ относится работа Б.С. Лукина [93], где решена задача свободных колебаний модельных дисков рабочих колес осевых и центробежных турбомашин на основе единого конечноэлементного алгоритма. В статье [221] приводится метод расчета собственных колебаний облопаченных дисков, где диск представлен кольцевыми элементами с 12-ю степенями свободы, а лопатка -элементом толстой оболочки с 8-ю узлами и 40 степенями свободы. В работе [170] проведено исследование частот и форм колебаний конечноэлементной циклосимметричной модели рабочего колеса с 12-ю лопатками, рассмотрено влияние корио-лисовых сил. В качестве базовых элементов использованы треугольные и четырехугольные элементы системы ЫАЗТЯАМ.

В области исследования колебаний облопаченных дисков следует выделить работы [132, 171, 197], где использовались кольцевые и секторные элементы. Кольцевой элемент имеет три узла, а в качестве степеней свободы используются поперечный сдвиг, радиальное и угловое отклонения. Толщина элемента - параболическая в радиальном направлении и постоянная в угловом. Секторный элемент имеет 8 узлов с такими же степенями свободы. Все элементы базируются на теории оболочек Тимошенко-Миндлина. При исследовании колебаний использовались свойства циклической симметрии. Геометрические выступы диска и бандажная полка в случае консольного закрепления заменялись приведенными массами и моментами инерции, что для анализа высших форм колебаний с узловыми диаметрами недопустимо. Такая задача должна решаться с помощью объемных элементов.

На точность расчетов существенную роль оказывает степень приближения математической модели к реальной системе. Ряд работ связан с моделированием различных конструктивных элементов, учет которых существенно влияет на результаты расчетов.

В работах [48, 53, 90] учитываются соединения диск -лопатка, лопатка - полка. Учет производится при помощи специальных коэффициентов изгибающего момента или коэффициентов упругости соединений. Однако в этих работах не учтена зависимость смещения лопатки от скачка усилий в сечении связи в узле соединений с лопаткой. Приближенное моделирование замкового соединения рассмотрено в работе [56]. Метод расчета колебаний лопаточных колес нашел отражение в работах зарубежных авторов [159, 168]. Недостатком приведенных в этих работах методик является сложность расчета необходимых значений упругой податливости для лопаток сложной формы и трудность учета влияния вращения. Более универсальным является учет упругости заделки с помощью коэффициентов податливости защемления, значения которых для некоторых конструкций могут быть определены расчетным путем. Демпфирующая способность и податливость замковых соединений исследовались в работах [162, 188]. Динамические свойства заделки лопатки в диск можно изменять за счет применения различных конструктивных решений. С помощью различных технологических решений можно влиять на спектр собственных частот рабочих колес. Так, в работе [130], рассмотрена возможность снижения влияния возмущающих сил на резонансных частотах за счет конструктивных и технологических факторов. В основе идеи лежит изменение формы колебаний таким образом, чтобы они были ортогональны возмущающим силам. В работе Остробокова [110], на основе экспериментальных исследований, выведены эмпирические зависимости влияния толщины диска с лопатками на его собственные частоты. Экспериментальная работа [ЮЗ] посвящена проблеме устранения колебаний лопаточных венцов, подверженных аэродинамическому и кинетическому возбуждению. Аналогичной проблеме посвящена статья [126], где на основе оболочечной математической модели и МКЭ исследованы некоторые закономерности управления спектром колебаний рабочих колес компрессоров и турбин ГТД. В статье на основе проделанных исследований даны рекомендации по устранению резонансных колебаний по первым изгибно-крутильным и пластиночным формам.

Большой интерес представляет исследование кольцевого пояса связи, образованного бандажными или антивибрационными полками [17, 44, 133]. Трудности возникают из-за неясности в задании граничных условий на стыках соседних бандажных полок. Так, например, в работах [22, 61, 143] предполагается, что при колебании бандажированного лопаточного венца в стыках полок проскальзывания не происходит. Однако, многочисленные случаи износа контактных поверхностей полок в процессе эксплуатации бандажированных колес указывают на то, что полочный пояс связи не является сплошным упругим кольцом. В работах [133, 162] учитывается относительное движение полок. Все рассмотренные модели бандажей являются упрощенными.

В работе [107] для анализа колебаний рабочих лопаток используется суперпараметрический элемент второго порядка. Элемент имеет восемь узлов на срединной поверхности по 5 степеней свободы в каждом узле - три перемещения и два угла поворота нормали к срединной поверхности. При описании перехода перо лопатки - хвостовик или перо лопатки - бандаж используются модификации криволинейного элемента оболочки и трехмерного элемента. Такая комбинация различных элементов повышает точность расчета, но создает существенные трудности на этапе подготовки исходных данных, что практически исключает возможность автоматической генерации исходных данных. В работе [181] исследуются колебания обло-паченных дисков. В своих моделях авторы использовали квадратичные изопараметрические элементы. Недостатком этих моделей можно считать то, что диск считался жестким и рассматривались колебания только самих лопаточных венцов.

В последнее время все чаще становится оправданным использование высокоточных трехмерных элементов высших порядков. Возрастающие при этом требования к вычислительным ресурсам, в основном к оперативной памяти, решаются не только за счет роста мощности современной вычислительной техники, но и благодаря оригинальным методикам работы с матрицами больших размерностей. В работах Гайана и Айрон-са [1, 54] описана методика снижения числа степеней свободы механической системы для определения ее динамических характеристик. При удачном выборе исключаемых степеней свободы это позволяет существенно снизить порядок матриц системы при незначительном снижении точности расчета, однако, надежной методики определения таких степеней свободы нет. Поэтому в ряде случаев может потребоваться процедура уточнения форм и частот собственных колебаний [97]. В работе Коротенко [82] описан метод решения систем алгебраических уравнений с полностью заполненными матрицами больших размерностей. При использовании данной методики рабочие матрицы представляются в блочном виде, и в память загружаются только необходимые блоки. Такой механизм более эффективен, чем использование файлов подкачки.

Весьма серьезной проблемой при использовании МКЭ является подготовка исходных данных. Существуют алгоритмы, позволяющие легко построить сетку КЭ для тел некоторых типовых форм [13]. Как правило, все современные пакеты прикладных программ для расчетов с помощью МКЭ имеют в своей библиотеке генератор сеток треугольных элементов. Универсального алгоритма генерации конечноэлементной сетки с произвольными элементами пока не существует. Поэтому при внедрении новых КЭ встает задача разработки генераторов конечноэлементной сетки для таких элементов.

В связи с повышением порядка сложности решаемых в настоящее время задач резко возрос объем подготавливаемой исходной информации, что повышает вероятность возникновения ошибок на этапе подготовки исходных данных. В связи с этим встает вопрос об эффективной методике контроля и визуализации исходных данных. Кроме того, некоторые результаты расчетов легче воспринимаются в графическом виде. Попытке решения этих задач посвящена работа [83], где предложен комплекс структурированных программных модулей для графического отображения результатов решения задач динамики механических систем.

В последнее время появились работы, свидетельствующие об исследованиях в области применения трехмерных элементов со смешанной аппроксимацией перемещений [34, 36, 45, 131]. Методика разработки таких элементов хорошо изложена у Зенкевича [71]. В работе [28] приведены результаты исследования применения различных трехмерных КЭ и сделан сравнительный анализ точности расчетов. Отмечено, что для расчета оболочечных конструкций с применением трехмерных элементов недостаточно лишь уменьшить размер элемента в направлении толщины оболочки. Наличие трех степеней свободы в каждом узле приводит к большим коэффициентам жесткости для перемещений по толщине оболочки, что связано с появлением в матрице жесткости компонентов, характеризующих энергию деформации сдвига. Это затрудняет проведение расчетов и может явиться причиной плохой обусловленности матриц системы. Применение КЭ со смешанной аппроксимацией перемещений дает хорошие результаты. Очень интересна работа М. Лаланнэ [157], где рассматривается расчет отдельной турбинной лопатки с помощью линейно-кубического элемента, однако, в работе отмечаются серьезные трудности при моделировании элементов хвостовика лопатки. В этой же работе делаются попытки расчета облопаченного диска, но сам диск представляется в виде упрощенной модели.

Сравнительный анализ наиболее известных автоматизированных конечноэлементных программных комплексов NASTRAN, ASKA, SAP-IV, ADINA, ANSYS и других выполнен в работах [6, 27, 28, 108, 1 17, 158]. Большой популярностью на российском рынке пользуются зарубежные программные комплексы NASTRAN и ANSYS, позволяющие решать достаточно сложные задачи. Следует отметить, что наиболее сложными элементами в библиотеке этих комплексов являются квадратичные элементы, а для достижения точных расчетов сложных с геометрической точки зрения объектов могут потребоваться элементы более высокого порядка. Кроме того, эти пакеты являются «закрытыми», и сделать какие-либо изменения в тексте программ или изменить генератор конечно-элементной сетки при использовании таких программ невозможно. Анализ публикаций в этой области позволяет сделать вывод о наметившейся тенденции создания различных специализированных подсистем на базе таких программных комплексов. Это можно связать с учетом каких-либо специфических, присущих задачам одного класса, особенностей. Можно отметить системы для расчета динамики и прочности вращающихся оболочек с учетом геометрической нелинейности [174, 185, 196], расчета динамики механических систем с циклической поворотной симметрией [169], оптимального проектирования трехмерных тел[166, 224].

Целью диссертационной работы является разработка и программная реализация методики моделирования собственных колебаний циклически симметричных механических систем с применением смешанной аппроксимации перемещений. Разрабатываемая методика должна максимально приблизить математическую модель к реальному объекту и обеспечить получение достоверных динамических характеристик исследуемых систем на стадии проектирования. Программная реализация данной методики должна обеспечить возможность исследования влияния различных конструктивных изменений на динамические характеристики системы.

В данной работе в качестве базового комплекса используется автоматизированная система расчета конструкций (АСРК), которая эксплуатируется с 1987 г. на ряде машиностроительных предприятий страны. В результате данной работы указанный программный комплекс был развит и дополнен рядом подпрограмм. В частности, в библиотеку конечных элементов внесен изопараметрический КЭ Серендипова семейства с линейно-кубической аппроксимацией перемещений, для чего было написано необходимое программное обеспечение, разработаны программы графического представления некоторых исходных и расчетных данных. Следует отметить, что несмотря на то, что все усовершенствования программного комплекса направлены на возможность получения более точных расчетов собственных колебаний элементов турбомашин, полученные разработки способны решать задачи о собственных колебаниях весьма широкого спектра механических конструкций.

Разработанный программный комплекс внедрен на ОАО «Калужский Турбинный Завод».

5.5 Выводы:

1. Рассмотрено взаимное влияние колебаний диска и лопаток, а также построение частотной диаграммы для вращающихся систем.

2. На базе КЭ со смешанной аппроксимацией перемещений разработана конечноэлементная модель рабочего колеса паровой турбины К6-30П производства ПО КТЗ.

3. С помощью разработанного программного обеспечения проведено исследование динамических характеристик рабочего колеса паровой турбины. Полученные результаты хорошо согласуются с экспериментальными данными.

4. Исследовано влияние таких конструктивных факторов как жесткость заделки и проволочных связей на спектр собственных частот рабочего колеса. Рассмотрено влияние расположения контактной зоны и перераспределения нагрузки по зубьям хвостовика лопатки на частотный спектр собственных колебаний.

6. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1.В результате проделанной работы проанализированы численные методы и результаты экспериментальных исследований собственных колебаний сложных механических конструкций, опубликованные в отечественной и зарубежной литературе.

2. Исследован алгоритм расчета механических систем на базе трехмерных элементов. Основное внимание уделено разработке конечного элемента со смешанной линейно-кубической аппроксимацией перемещений ЗБ72. Такой элемент обладает точностью кубического элемента по двум криволинейным координатам и простотой линейного - по третьей.

3. Программный комплекс АСРК усовершенствован и дополнен набором подпрограмм для расчетов на базе КЭ ЗБ72.

4. Достоверность получаемых результатов подтверждается строгим использованием классических положений механики и математического аппарата, проверкой разработанного программного комплекса на большом числе тестовых задач и соответствием полученных результатов экспериментальным данным.

5. Многочисленные тестовые расчеты собственных колебаний стержневых, пластинчатых, оболочечных и объемных конструкций указывают на высокую точность, обеспечиваемую элементами со смешанной линейно-кубической аппроксимацией перемещений ЗБ72.

6. Доказана правомерность использования КЭ ЗБ72 для расчета широкого круга механических систем, представляющих собой совокупность объемных, стержневых оболочечных и пластинчатых тел. Так, например, перо компрессорной лопатки можно рассматривать как пластину, а хвостовик - как трехмерное тело.

7. Разработаны и программно реализованы генераторы исходных данных для расчетов динамики и прочности таких типовых элементов как пластины, диски рабочих колес турбомашин, турбинные и компрессорные лопатки на базе КЭ с кубической (ЗБ96) и линейно-кубической (ЗБ72) аппроксимацией перемещений.

8. Разработаны и реализованы программы визуализации исходных данных и результатов расчетов на базе трехмерных элементов. Это позволяет оперативно выявить ошибки, возникшие на этапе подготовки исходных данных, и оценить полученные результаты.

9. Рассмотрено и обосновано применение алгоритма статической конденсации при решении динамических задач для некоторых типов механических конструкций.

10. Для расчета сложных механических систем, обладающих осевой симметрией, используются свойства циклической симметрии в сочетании с суперэлементным подходом на базе статической конденсации.

11. Предусмотрен учет центробежных сил, при расчете динамики вращающихся систем.

12. На примере модельного диска с лопатками исследовано влияние расстройки на частотный спектр собственных колебаний. Рассмотрено взаимное влияние колебаний лопаток и диска.

13. Исследованы собственные колебания пакетов турбинных лопаток. Разработанное программное обеспечение не накладывает никаких ограничений как на форму и физические характеристики отдельных лопаток, так и на лопатки внутри пакета. Это позволяет исследовать более сложные формы внутрипа-кетных колебаний, чем те, которые описаны в классической литературе.

14. На базе разработанных КЭ ЗБ72 построена математическая модель рабочего колеса паровой турбины К6-30П производства ПО КТЗ. Полученные в результате расчета данные и частотная диаграмма хорошо согласуются с экспериментальными данными.

15. При исследовании влияния на спектр собственных колебаний рабочего колеса паровой турбины таких факторов как жесткость заделки и демпферных связей, расположение контактной зоны и перераспределение нагрузки по зубьям хвостовика, а также при исследовании внутрипакетных форм колебаний турбинных лопаток получены результаты, обладающие признаками научной новизны.

16. Эффективность разработанной методики расчета собственных колебаний продемонстрирована на примере расчета реального рабочего колеса паровой турбины, что подтверждает возможность ее применения для расчета динамики очень широкого класса механических систем.

17. Возможность использования КЭ с аппроксимирующими полиномами третьей степени обеспечивает превосходство в точности расчета по сравнению с такими известными конечно-элементными программными комплексами как ЫАЗТКАЫ и А^УБ.

18. Разработанный программный продукт внедрен на ОАО КТЗ.

1. Айронс Б. Задачи о собственных значениях матриц конструкций, исключение лишних переменных // Ракетная техника и космонавтика. 1965. - Т.З. - № 5. - С. 207-209.

2. Альтнбах И. Влияние качества моделирования и типа конечных элементов на расчет собственных колебаний тонкостенных конструкций на базе МКЭ // Динамика и прочность машин №51. Харьков: изд-во «Основа» при Харьковском Унте, 1990. - С.19-28.

3. Аменадзе Ю.А. Теория упругости. М.: Высшая школа, 1976. - 272с.

4. Ананьев И.В., Тимофеев П. Г. Колебания упругих систем в авиационных конструкциях и их демпфирование. М.: Машиностроение, 1965. - 526с.

5. Аникин А.Ф., Петушков В.А. О комплексе программ "САПР-82" и вычислительных аспектах моделирования на ЭВМ пространственных процессов деформирования и разрушения конструкций при повашенных температурах // Проблемы прочности. 1987. - №7. - С. 62-67.

6. Анри, Лаланнэ. Расчет вибраций вращающихся лопаток компрессоров // Конструирование и технология машиностроения. 1974. - Т.96, №3. - С. 214-221. - (Тр. Амер. Об-ва инж. мех., сер.В).

7. Аргирис Дж. Современные достижения в методах расчета конструкций с применением матриц. М.: Стройиздат, 1968. - 241с.

8. Аргирис Дж., Шариф Д. Теория расчета пластин и оболочек с учетом деформации поперечного сдвига на основе метода конечных элементов // Аргирис Дж., Шариф Д. Расчет упругих конструкций с использованием ЭВМ. Л.: Судостроение, 1974. - Т. 1. - С. 179-210.

9. Аркадьев Д. А. Влияние конструктивных факторов на вибрационные характеристики и динамическую прочность лопаток паровых турбин с переменной скоростью вращения: Ав-тореф. дис. . канд. техн. наук. М., 1974. - 20с.

10. Аркадьев Д.А., Карпин Е.Б. Динамическая прочность облопачивания приводной турбины К6-30-П // Энергомашиностроение. 1981. - №3. - С.10-12.

11. Аркадьев Д.А., Карпин Е.Б. Расчет частот аксиальных колебаний пакетов лопаток с узлами по бандажу // Энергомашиностроение. 1978. - №3. - С.6-9.

12. Бабич Ю.Н., Цибенко A.C. Методы и алгоритмы автоматического формирования сетки конечных элементов. Киев: ИПП АН УССР, 1978. - 93с.

13. Бате К., Вилсон Е. Численные методы анализа и метод конечных элементов. М.: Стройиздат, 1982. - 448с.

14. Бауэр В.О., Шорр Б.Ф. Влияние расстройки частот лопаток на резонансные частоты // Прочность и динамика авиационных двигателей. М.: Машиностроение, 1971. - № 6. - С. 115 - 117.

15. Бедчер Ф.С. Исследование вибрации компрессорных лопаток // Прочность и динамика Авиационных двигателей. -М.: Машиностроение, 1966. вып. 4. - С. 132-143.

16. Бех М.Б., Воробьев Ю.С. Расчет колебаний облопачен-ных дисков турбомашин с учетом межлопаточных связей // Проблемы машиностроения. 1976. - №2. - С. 55-59.

17. Биргер И.А. Некоторые математические методы решения инженерных задач. М.: Оборонгиз, 1956. - 159с.

18. Биргер И.А. Стержни, пластины, оболочки. М.: Наука, 1992. - 390с.

19. Бицеко К.Б., Граммель Р. Техническая динамика. Д.: Гостехиздат, 1950. - Т.1. - 900с.;1952. - 1952. - Т.2. - 630с.

20. Блинник Б.С. Расчет собственных частот связанных колебаний лопаток с бандажными полками // Блинник Б.С., Ефремова В.Г., Шорр Б.Ф. Расчеты на прочность. М.: Машиностроение, 1975. - Вып.16. - С. 240-260.

21. Богомолов С.И. Анализ спектра резонансных частот и форм облопаченных турбинных дисков // Изв. вузов. Машиностроение. 1963. - №4. - С. 80-88.

22. Богомолов С.И., Журавлева A.M. Взаимосвязанные колебания в турбомашинах и газотурбинных двигателях. Харьков: Вища школа, 1972. - 176с.

23. Богомолов С.И., Журавлева A.M. Колебания сложных механических систем. Харьков: Вища школа, 1978. - 136с.

24. Божедарник В.В., Сухин Г.Т. Элементы теории упругости. Львов: Свет, 1994. - 560с.

25. Борискин О.Ф. Автоматизированные системы расчета колебаний методом конечных элементов. Иркутск: Изд-во ИГУ. - 1984. - 188с.

26. Борискин О.Ф. Суперэлементный расчет циклически симметричных систем. Калуга: Эйдос, 1999. - 230с.

27. Борискин О.Ф., Кулибаба В.В., Репецкий О.В. Конеч-ноэлементный анализ колебаний машин. Иркутск: Изд. Ир-кут. ун-та, 1989. - 144с.

28. Борискин О.Ф., Насонов Д.А. Математическое моделирование динамики и прочности // Наука и предпринимательство: сб. тр. междунар. симп. Винница - Львов, 1998. - С. 200.

29. Борискин О.Ф., Насонов Д.А. Математическое моделирование динамики элементов турбомашин // Актуальные проблемы современного естествознания: сб. тез. 2-й междунар. Конф. "ИНТЕРНАС 2000". - Калуга, 2000. - С. 170-171.

30. Борискин О.Ф., Насонов Д.А. Математическое моделирование сложных механических систем с циклической поворотной симметрией // Математическое моделирование сложных технических систем: сборник статей МГТУ им. Н.Э. Баумана. М., 1998. - №572. - С. 3 - 10.

31. Борискин О.Ф., Насонов Д.А. Расчет колебаний лопаток и рабочих колес турбомашин с использованием свойств поворотной симметрии // Математическое моделирование сложных технических систем: труды МГТУ им. Н. Э. Баумана. М., 1998. - №576. - С. 46-55.

32. Борискин О.Ф., Насонов Д.А. Смешанная аппроксимация перемещений в задачах механики твердого деформируемого тела // Информационные технологии в образовании: сб. тез. IX Междунар. Конф. «ИТО-99». М.: МИФИ, 1999. - Часть 1. - С. 54-55.

33. Борискин О.Ф., Насонов Д.А., Шатров Б.В. Современные проблемы автоматизации проектирования машиностроительных конструкций // Наука и предпринимательство: сб. тр. междунар. симп. Винница - Львов, 1998. - С. 199.

34. Борискин О.Ф., Репецкий О.В. Применение метода конечных элементов для расчета колебаний лопаток компрессоров с антивибрационными полками // Вибрационная прочность и надежность двигателей и систем летательных аппаратов. -Куйбышев: КуАИ, 1984. С. 13-22.

35. Борискин О.Ф., Репецкий О.В., Маликов В.Ф. Анализ влияния упругости хвостовика на частоты собственных колебаний рабочих лопаток. Иркутск, 1984. - 16с. - Рукопись представлена Иркутск, политехи. Ин-том. Деп. в ВИНИТИ 28 сент. 1984, №6460-84.

36. Боришанский К.Н. Колебания рабочих лопаток турбины. Учебное пособие. СПб: изд-во ПИМаш, 1995. - 116с.

37. Боришанский К.Н. Особенности регистрации колебанийи илопаток турбомашин с постоянной частотой вращения дис-кретнофазовым методом (АО «Ленинградский металлический завод»). Теплоэнергетика. - 2000. - №3. - С. 51-57

38. Будилов И.Н., Жернаков B.C. Напряженное состояние в зоне контакта замковых соединений авиационных двигателей // Механика деформируемых тел и конструкций: межвузовский научный сборник. Уфа, уфимсктй гос. авиац. техн. ун-т, 1998. - С. 3-9.

39. Будыка И.Н. Расчет дисков паровых турбин. М. - Л., Машгиз (Ленинградское отделение), 1962. - 255с.

40. Венху X. Свободные и вынужденные колебания жестко связанных между собой лопастей турбомашин // Ракетная техника и космонавтика. 1981. - Т.19. - №7. - С. 110 - 115.

41. Виссер В. Применение криволинейного элемента смешанного типа для расчета оболочек // Расчет упругих конструкций с использованием ЭВМ. Л.: Судостроение, 1974. -Т.1. - С. 230-254.

42. Воеводин В.В., Кузнецов Ю.А. Матрицы и вычисления. М.: Наука, 1984. - 320с.

43. Вольмир A.C., Куранов Б.А., Турбаивский А.Т. Статика и динамика сложных структур. М.: Машиностроение, 1983. -248с.

44. Воробьев Ю.С. Влияние некоторых факторов на собственные колебания стержней // Динамика и прочность машин. -Харьков, 1965. Вып. 1. - С. 53-61.

45. Воробьев Ю.С. Колебания лопаточного аппарата турбомашин.- Киев: Наукова думка, 1988. 224с.

46. Воробьев Ю.С. Проблемы численного анализа вибраций облопаченных роторов // Динамика роторных систем: ме-ждунар. конф. Каменецк-Подольский, 1996. - С. 89-91.

47. Воробьев Ю.С., Гошкодеря В.П. Влияние малых изменений сечений турбинных лопаток на спектр собственных частот // Сообщения Харьковского государственного политехнического университета. 2000. - 89. - С. 151-154.

48. Воробьев B.C., Шорр Б.Ф. Теория закрученных стержней. Киев: Наукова думка, 1983. - 188с.

49. Воробьев B.C., Шульженко Н.Г. Исследование колебаний систем элементов турбоагрегатов. Киев: Наукова думка, 1978. - 135с.

50. Гайан Р. Приведение матрицы жесткости и массы // Ракетная техника и космонавтика. 1979. - № 4. - С. 132-278.

51. Галлагер Р. Метод конечных элементов основы. М.: Мир, 1984. - 432с.

52. Гонтаровский П.П., Киркач Б.Н., Марченко Г.А. Приближенные модели замковых соединений лопаток турбомашин // Проблемы машиностроения. 1978. - вып.6. - С.52-55.

53. Грин А., Адкинс Дж. Большие упругие деформации и нелинейная механика сплошной среды. М.: Мир 1965. - 456с.

54. Гринберг С.М. К вопросу об изгибно-крутильных колебаниях лопаток компрессоров // Вибрационная прочность и надежность авиационных двигателей. Куйбышев: КуАИ, 1965. - Вып. 19. - С. 5-13.

55. Даревский В.М. Основы теории оболочек: труды ЦИАМ № 1309. 1998. - 196с.

56. Деклу Ж. Метод конечных элементов. М.: Мир, 1976. - 94с.

57. Динамика авиационных газотурбинных двигателей / В.О. Бауэр, И.А. Биргер, Р.И.Исаев и др. М.: Машиностроение, 1981. - 232с.

58. Динамика лопаток газотурбинных двигателей при нестационарном обтекании / Вольмир А.С., Гуляев В.В., Михнев В.Ф. и др. // Механика полимеров. 1978. - №2. - С. 257-264.

59. Додошанский В.К. Динамика и прочность судовых газотурбинных двигателей. Л.: Судостроение, 1978. - 334с.

60. Додошанский В.К. Расчет колебаний упругих систем на электронно вычислительных машинах. - М.: Машиностроение, 1965. - 367с.

61. Докаиниш М., Ротани С. Псевдостатические деформации и частоты вращающихся лопаток турбомашин // Ракетная техника и космонавтика. 1972. - Т.10, №11. - С. 8-9.

62. Ермаков А.И. Исследование вибрационных характеристик рабочих колес авиационных ГТД: Автореф. дис. . канд. техн. наук. Куйбышев, 1983. - 24с.

63. Ермекбаева Т.Ш. Динамика высоконапорных ступеней компрессоров: Автореф. дис. . канд. техн. наук. М., 1981. -22с.

64. Железко И.П., Фридман А.Д. Влияние центробежных сил на изгиб лопатки газотурбинных двигателей, находящихся под действием аэродинамических усилий // Динамика и прочность машин и конструкций: межвуз. сб. научн. тр. Днепропетровск: ДГУ, 1988. - С.105-111.

65. Зейдельман Р.Л. Надежность лопаточного аппарата паровых турбин. М.: Энергия, 1978. - 224с.

66. Зейтман М.Ф. Изгибные колебания гибких вертикальных роторов зонтичного типа в поле параллельных сил // Колебания и уравновешивание роторов: сб. ст. АН СССР. М.: Наука, 1973. - С. 5-15.

67. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике. -М.: Мир, 1975. 541с.

68. Зиньковский А.П. Численное исследование взаимосвязанных колебаний расстроенного колеса компрессора турбомашины // Проблемы прочности. 1997. - 118,№1. - С. 100-106.

69. Иванов В.П. Некоторые вопросы колебаний лопаточных венцов и других упругих тел, обладающих циклической симметрией // Прочность и динамика авиационных двигателей. -М.: Машиностроение, 1971. Вып. 6. - С. 113-131.

70. Иванов В.П. Колебания рабочих колес турбомашин. -М.: Машиностроение. 1983. -224с.

71. Исследование резонансных колебаний рабочего колеса компрессора с частотами, не кратными частоте вращения ротора / И.В. Егоров, А.Г. Заславский, В.А. Карасев и др. // Аэроупругость лопаток турбомашин: сб. тр. ЦИАМ. М.: ЦИАМ, 1981. - №953. - С. 182-195.

72. Исследование совместных колебаний диска и лопаток с бандажированными полками / Ю.Н. Крысюк, И.Л. Меерсон, и др. // Динамика и прочность машин. Харьков: Вища школа, 1976. - №24. - С. 42-46.

73. Карабан В.В. Разработка методов расчета собственных колебаний лопаток и рабочих колес турбомашин: Автореф. дис. . канд. техн. наук. М., 1998. - 22с.

74. Кемпнер М.Л. Совместные колебания диска и бандажи-рованных лопаток // Вопросы механики в применении к ж/д транспорту: труды МИИТА. М., 1979. - Вып. 643. - С. 34-41.

75. Кемпнер М.Л., Ефремова В.Ф. Колебания бандажиро-ванных лопаток турбомашин // Вопросы прикладной механики на железнодорожном транспорте и строительстве: Труды МИИТА. М., 1976. - Вып. 509. - С. 42-58.

76. Кислоокий В.Н., Легостаев А.Д. Определение собственных частот и форм собственных колебаний лопастей гидронасосов и гидротурбин методом конечных элементов

77. Динамика и прочность машин. Харьков, 1976. - Вып. 23. -С. 110-117.

78. Корнеев В.Г. Схемы метода конечных элементов высоких порядков точности. JL: ЛГУ, 1977. - 206с.

79. Коротенко Г.М., Коротенко Л.М. Алгоритм решения линейных алгебраических уравнений произвольного порядка // Колебания и динамические качества механических систем: сб. научн. Тр. АН УССР. Киев: Наукова думка, 1983. -С. 20 - 25.

80. Коротенко Г.М., Коротенко Л.М. Способы графического отображения результатов решения задач динамики механических систем // Ракетная техника и космонавтика. 1980. -18, №12. - С. 136-141.

81. Костюк А.Г., Даскал Т.В. Расчет частотного спектра лопаточного венца с бандажными полками // Вибрация и шумы в устройствах электромеханики и энергетики: Труды МЭИ вып. 529. М., 1981. - С. 60-70.

82. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин: учебник для студентов вузов по специальности «турбостроение» . -М.: Машиностроение, 1982. 264с.

83. Кузьменко A.B., Кузьменко В.А. Способ и устройство для определения амплитуды колебания лопаток турбин и компрессоров: пат. 2112934 Россия, МПК G01N11/06. -№ 5063229/28: опубл. 10.06.98. Бюл. №16.

84. Кузнецов Н.Д. Прочность деталей турбомашины ГТД в условиях сложного нагружения и связанные с ней проблемы // Проблемы прочности. 1982. - №3. - С. 10-14.

85. Куменко А.И. Применение метода конечных суперэлементов для исследования динамики роторов // Тез. респ. науч.-техн. конф. ч.Н. Змиев, 1991. - С. 53.

86. Куменко А.И. Совершенствование расчетно-экспери-менальных методов исследоваания динамических характеристик турбоагрегатов и их элементов: Дис. . докт. техн. наук.- М.: МЭИ, 1999. 508с.

87. Левин A.B., Боришанский К.Н., Консон Е.Д. Прочность и вибрация лопаток и дисков паровых турбин. Л.: Машиностроение, 1981. - 710с.

88. Листвинская Л.Х. Расчет вибрационных характеристик пакетов предварительно закрученных лопаток // Проблемы прочности. 1975. - №11. - С. 7-12.

89. Листвинская Л.Х. Расчет изгибно-крутильных колебаний длинных лопаток: труды ЦКТИ вып. 80, 1967. С. 34-41.

90. Лукин Б.С. Исследование колебаний рабочих колес турбин и компрессоров методом конечных элементов: Авто-реф. дис. . канд. техн. наук. Харьков., 1975. - 30с.

91. Лукин Б.С. Об исследовании колебаний циклически симметричных конструкций методом конечных элементов // Динамика и прочность машин. Харьков: Вища школа, 1980. №31. - С. 12-21.

92. Луценко С.С. Разработка методики исследования собственных колебаний рабочих лопаток турбомашин на основе теории оболочек средней толщины: Дис. . канд. техн. наук. -Харьков, 1982. 177с.

93. Ляв А. Математическая теория упругости. М.-Л.: ОНТИ НКТП СССР, 1935. - 674с.

94. Медведев Д.В., Петров Е.П., Степченко. Анализ точности метода динамической конденсации при моделировании дисков турбомашин осесимметричными трехмерными конечными элементами // Вестн. Харьков. Политехи. Ун-та. 1999.- №53. С. 86-97.

95. Меерович И.И. Распределение напряжений в компрессорных лопатках при колебаниях. М.: Оборонгиз, 1961. - 107с.

96. Метод конечных элементов в механике твердых тел / Сахаров A.C., Кислоокий В.Н., Киричевский В.В. и др. Киев: Выща школа, 1982. - 480с.

97. Метод суперэлементов в расчетах инженерных сооружений / В.А. Постнов, С.А.Дмитриев, Б.К. Елтышов и др. Л.: Судостроение, 1979. 287с.

98. Митчел Э., Уэйт Р. Метод конечных элементов для уравнения с частными производными. М.: Мир, 1981. - 216с.

99. Морозов Е.М., Никишков Г.П. Метод конечных элементов в механике разрушения. М.: Наука. - 1980. - 254с.

100. Невечеренко Е.Г. Особенности колебаний лопаточного венца осевого компрессора // Колебания и прочность деталей двигателей летательных аппаратов : тр. Московского Авиационного Ин- та им. С. Ордженикидзе. 1972. - № 245. -С. 91-99.

101. Нори Д., де Фриз Ж. Введение в метод конечных элементов. М.: Мир, 1981. - 304с.

102. Оден Дж. Конечные элементы в нелинейной механике сплошных сред. М.: Мир, 1976. - 464 с.

103. Онищенко Г.Д. Расчетно-экспериментальное исследование инерционно-жесткостных характеристик турбомашин // Динамика гибких роторов: сб. научн. ст. АН СССР. М.: Наука, 1972. - С.103-111.

104. Орлов В.В. Разработка и реализация метода расчета вынужденных колебаний венцов рабочих лопаток турбомашин: Дис. . канд. техн. наук. М., 1985. 210с.

105. Основные теоретические принципы построения комплекса программ «Система 4» по расчету на прочность конструкций летательных аппаратов / А.Б. Кудряшов, Т.Б. Снисаренко, В.Д. Чубань, и др. // Труды ЦАГИ. - 1981. - Вып. 2099. - С. 1-58.

106. Особенности колебания бандажированных лопаток мощных паровых турбин / К.Н. Боришанский, В.А. Дудников, А.Ю.Кондаков и др. // Теплоэнергетика. 1997. - №7. -С. 21-25.

107. Остробоков С.А. Влияние толщины полотна диска с лопатками на его собственные частоты колебаний // Колебания и прочность деталей двигателей летательных аппаратов: тр. Московского Авиационного Ин- та им. С. Ордженикидзе. 1972. - № 245. - С. 77-90.

108. Паллей З.С. Конструкция и прочность авиационных газотурбинных двигателей. М.: Транспорт. - 1967. - 426с.

109. Парлет Б. Симметричная проблема собственных значений. Численные методы. М.: Мир, 1983. - 384с.

110. Паровые и газовые турбины: Учебник для вузов / М.А. Трубилов, Г.В. Арсеньев, В.В. Фролов и др.; под ред. А.Г. Костюка, В.В. Фролова. М.: Энергоатомиздат, 1985. - 352с.

111. Писанецки С. Технология разреженных матриц. М.: Мир, 1988. - 410с.

112. Писцов Н.В, Вассерман И.Н. Алгоритм определения частот и форм собственных колебаний конструкций для БЭСМ-6 // Динамика и прочность механических систем: меж-вуз. сб. научн. тр. Пермь: Пермский политехнический ин-т, 1988. - С. 132-138.

113. Победря Б.Е., ГеоргиевскийД. В. Лекции по теории упругости. М.: Эдиториал УРСС, 1999. - 208с.

114. Применение системы «МАРС» в проектировочных расчетах авиационных конструкций / А.Б. Кудряшов, Е.К. Липин, А.Н. Шаныгин и др. // Ученые записки ЦАГИ. 1988. -Т.XIX,№4. - С. 71-80.

115. Прочность паровых турбин. / Л.А. Шубенко-Шубин, Д.М. Тернер, Н.Я. Зельдес и др. Под ред. Л.А Шубенко-Шубина. М.: Машиностроение, 1973. - 456с.

116. Прочность. Устойчивость. Колебания. : Справочник в 3 т. / под общ. Ред. И.А. Биргера и Я.П. Пановко. М.: Машиностроение, 1968. - Т. 3: Колебания. - 567с.

117. Прочность, устойчивость и колебания термонапряженных оболочечных конструкций / В.Ф. Грибанов, И.А. Крохин, Н.Г. Паничкин и др. М.: Машиностроение, 1990. - 368с.

118. Расчет машиностроительных конструкций на прочность / Шапошников H.H., Тарабасов Н.Д., Петров В.Б. и др. М.: Машиностроение, 1981. - 333 с.

119. Расчет на прочность авиационных газотурбинных двигателей / И.А. Биргер, В.М. Даревский, И.В. Демьянушко и др. М.: Машиностроение, 1984. - 208с.

120. Репецкий О.В. Исследование колебаний элементов рабочих колес турбомашин с использованием конечноэлемент-ных аппроксимаций // Науч.-техн. сб. / ИВВАИУ. Иркутск, 1984. - Вып. 6, С. 104-108.

121. Репецкий О.В. Конечноэлементные аппроксимации в динамике лопаточных венцов // Всесоюзн. конф. по теории упругости. Тбилиси, 1984. - С. 240-241.

122. Репецкий О.В. Колебания рабочих колес турбомашин // Актуальные вопросы эксплуатации авиационной техники: Тез. докл. юбилейной науч.-техн. конф. / ИАВАИУ. Иркутск, 1985. - С. 46 - 54.

123. Репецкий O.B. Управление спектрами колебаний деталей и механических систем турбомашин // Динамика виброактивных систем и конструкций: сб. научных трудов. Иркутск: ИПИ, 1988. - С. 122-126.

124. Розин JI.A. Метод конечных элементов в применении к упругим системам. М.: Стройиздат, 1977. - 129с.

125. Сегерлинд JI. Применение метода конечных элементов. М.: Мир, 1979. - 392с.

126. Синицин А.П. Метод конечных элементов в динамике сооружений. М.: Стройиздат, 1978. - 231с.

127. Слива O.K., Ковадло A.A. Влияние конструктивных факторов на вибронапряженность лопаток радиально-осевых турбин // Тр. II республ. научно-техн. семинара АН УССР. -Киев: Наукова думка, 1980. С. 61-69.

128. Сринивасан A.B. Вибрация лопаточных дисков // Конструирование и технологии машиностроения: обзор основных работ. 1984. - Т. 106, №2. - С. 1-5. - (Тр. Амер. общ. инж.-мех. Сер.В).

129. Сринивасан A.B., Катто. Измерение относительного виброперемещения стыков нижнего обода скрепного бандажа вентилятора // Конструирование и технологии машиностроения. 1984. - Т. 106, №2. - С. 22-31. - (Тр.амер.общ.инж.мех. Сер.В).

130. Стрент Г., Фикс Дж. Теория метода конечных элементов. М.: Мир, 1977. 352с.

131. Ступина H.H., Шорр Б.Ф. Расчет спектра частот и форм колебаний вращающегося диска с закрученными лопатками, связанными антивибрациоными полками // Проблемы прочности. 1978. - №12. - С. 102-106.

132. Суперэлементный расчет подкрепленных оболочек / З.И. Бурман, О.М. Аксенов, В.И. Лукашенко и др. М.: Машиностроение, 1982. - 256с.

133. Сьярле Ф. Метод конечных элементов для эллиптических задач. М.: Мир, 1980. - 512с.

134. Темис Ю.М., Карабан В.В. Анализ собственных частот и форм колебаний колеса компрессора ГТД // Прикладные проблемы прочности и пластичности. Численное моделирование физико-механических процессов: Межвузовский сб. М., 1998. - Вып.58. - С. 36-46.

135. Темис Ю.М. Карабан В.В. Влияние конструктивных факторов и ценробежных нагрузок на формы и частоты колебаний лопаток компрессоров // Труды XVII междунар. Конф. по теории оболочек и пластин. Казань, 1996. - Т.2. - С. 54-60.

136. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М.: наука, 1967. - 444с.

137. Урьев Е.В. Вибрационная надежность паровых турбин и методы ее повышения: Дис. . канд. техн. наук. М., 1997. -175с.

138. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М.: Наука, 1986. - 520с.

139. Филипов А.П. Колебания деформируемых систем. М.: Машиностроение, 1970. - 736с.

140. Фридман Л.П. Поперечные колебания круглых пластин с учетом инерции вращения и деформации сдвига // Проектирование и доводка авиационных ГТД. Куйбышев: КуАИ, 1974. - С. 140-149.

141. Хазанов Х.С., Савельев Л.М. Метод конечных элементов в приложении к задачам строительной механики. Куйбышев, 1976. - Т.2. - 73с.

142. Хейгман Л., Янг Д. Прикладные итерационные методы: пер. с англ. М.: Мир, 1986. - 448с.

143. Хижа И.Ю. Исследование колебаний и нагруженности стержневах систем методом конечных элементов // Ракетная техника и космонавтика. 1980. - Т.18. - №12. - С. 35-39.

144. Хронин Д.В. Совместные колебания дисков, валов и лопаток турбокомпрессорных машин и критические числа оборотов // изв. вузов Авиац. техника. 1958. № 1. - С. 171-178.

145. Хрущ И.К. Исследование чувствительности собственных частот и форм колебаний к изменению инерционно-жесткостных параметров конструкции // Колебания сложных механических систем : сб. научн. Тр. АН УССР. Киев: Нау-кова думка, 1990. - С. 30-35.

146. Хуан Венху. Свободные и вынужденные колебания жестко связанных между собой лопастей турбомашин // Ракетная техника и космонавтика. 1981. - Т.19. - №7. - С. 110-115.

147. Шабров Н.Н. Метод конечных элементов в расчетах деталей тепловых двигателей. М.: Машиностроение, 1968. -216с.

148. Шакур С. Программа «ОАЫиТА» для расчета турбомашин на основе трехмерных элементов // Конструирование и технологии машиностроения. 1972. - Т.94, №1. - С. 81-88. -(Тр. Амер.общ.инж.-мех. Сер. Д).

149. Шорр Б.Ф. Изгибно-крутильные колебания закрученных компрессорных лопаток // Прочность и динамика авиационных двигателей. М.: Машиностроение, 1964. - Вып. 1. - С. 217-246.

150. Шорр Б.Ф. Расчет на колебания шарнирных лопаток // Прочность и динамика авиационных двигателей. М.: Машиностроение, 1965. - С. 292-315.

151. Эйделмен Г., Котеринес Д., Уолтон Дж. Точность вычисления напряжений методом конечных элементов // Ракетная техника и космонавтика. 1970. - Т.8. - № 3. - С. 102-109.

152. Ahmad S., Irons В.М., Zienkiewicz О.С. Analysis of thick and thin shell structures by curved finite elements // Int/ J. Nu-mer. Meths. Eng. 1971. - V.3, №2. - P. 14-21.

153. Analise des vibrations de metod / Lalanne M., Trompette Ph., Henry R. ets. // Stresses, Vibrations, Structural Integretion and Engine Integrity (Including Aeroplasticity and Flutter): AGARD conference rpoceedings № 248, 1978. P. 1-13.

154. ANSYS. Structural Nonlineaitics. User's Guide for Revision 5.0. V.l. - SASY, Hauston, 1994. - DNOS201:50-l.

155. Armstrong E.K. Christie P.J., Hagua W. Natural frequencies of bladed disc // Proc.J.Mech.E. 1966. - V.180, N31. - P. 110-123.

156. Bladh R., Costanier M.P., Pierre C. Reduced order modeling and vibrations analysis of mistuned bladed disk assemblies with shrouds // Trans. ASME. J. Eng. Gas Turbines and Power. -1999. 121, №3. - P. 515-522.

157. Bossak M.A., Zienkiewicz O.C. Free vibration of initially stressed solids with particular reference to centrifugal-force effects in rotating machinary // J. Of Strain Analysis. 1973. - V.8.- P. 245-252.

158. Bialawa P.L. An analitic study of energi dissipation of turbomaschinery bladed Disc assemblies due to interschroud segment rubbing // Trans, of the ASME. J. of mechanical design.- 1978. V.100, april. - P. 222-226.

159. Calculation of energy dispersion in cycle loaded turbomachines blades locks / Romanenko L.G., Vorobyov Yu.S., Romanenko V.N., Shepel A.I. // Proc Int. Conf. "Rotor Systems Dynamics".-Kamenetz-Podolsky, 1998.-P. 137-140.

160. Campbell W. The protaction of steam turbine disc wuls from axial vibrations // Trans, of the ASME. 1924. - V. 46. - P. 31-160.

161. Cha D., Sinha A. Statistics of response of a mistuned bladed disk assembly subjected to white nois and narrow band excitation // Trans. ASME. J. Eng. Gas Turbines and Power. -1999. 121, №4. - P. 710-717.

162. Chen T.C., Wang B.P., Chen T.Y. Design optimization of gasturbine blades with geometry and natural frequency constraints // Computers and structures. 1989. - V. 32, №1. - P. 113-117.

163. Cottney D.J., Ewins D.J. Towards the efficient vibration analysis of Shrouded Bladed disk assemblies // ASME Paper. -1973. №73 DEC - 144. - 16p.

164. Courent R. Varitional methods for the solution of problem of equilibrium and vibration // Bul.Amer. Math. Soc. 1943. - V. 96. - P. 1054-1059.

165. Elchuri V., Gallo A.M., Skalski S.C. Forced vibration analysis of rotating cyclic structures in NASTRAN // NASA Contractor Report. 1983. - CR 165429. - 174p.

166. Elchuri V., Smith G.C.C., Gallo A.M. NASTRAN Forced vibration stresis of rotating cyclic structures // J. of vibration stress and reability in design. 1983. - №83. - P. 1-11.

167. Ewins D.J. Bladed discs vibtration .// A review of techi-ques and characteristics. Proc. Int. Conf. On Recent Advances in Structural Dynamics. Southamption. 1980. V.l. - P. 187-210.

168. Ewins D.J., Imregun M. Vibtration modes of packeted bladed discs // Vibtration of Bladed Discs Assemblies (9-th Bi-enial Conf. On Mechanical Vibration and Noist-Dearborn. 11-14 Sep., 1983). Michigan, 1983. - P. 231-234.

169. Grammel R. Drillungs und dehnungs schwingen von Scheiben // Zeitschrift für angew. Math, und Mech. - 1925. - №5. -S. 192-200

170. Henry R. Contribution a l'etude dynamique des machines tournautes: Dis. . Dr. Ing. Unuversite Claude Bernard. - Lyon, 1981. - 156p.

171. Henry R., Laianne M. Vibration alnalysis of rotating compressor blades. Jornalof Engenering for Indastry, August 1974.

172. Hofmeister L.D., Evenson D.A. Vibration problems using isoparametric shell elements // Int. J. for Num. Mech. in Eng., 1972. V. 5. - P. 142-145.

173. Hohlrieder M. Zur statischen und dynamischen Analyse rotierender elastischen (Turbinenschaufelen, Verdichter) bei tran-sienten Betriebsbedingungen: Dis. . Dr. Ing. Kassel, 1994. -202s.

174. Humilton E.B., Alan L. Methods and apparatus for analysing variations in rotary moution: G01b7/14/ №9609677.1

175. Irretier H. Berechnung der Schwingungen rotierender beschaufelter Scheiben mitels eines anfangswertverfahrens: Dis. . Dr. Ing. Hannover, 1978. - 129s.

176. Irretier H., Hohlrieder M. Transiente Schevingungen von Turbinenschaufelen, DFG-Abschlußbericht, Institut für Mechanik, Universität Gh Kassel, 1991. 184s.

177. Janecki S., Krawczuk M. Dynamics of Steam Turbine Rotor Blading. Gdansk, 1998. - 382p.

178. Kirchberger G., Paulum J.-H. Berechnug von Eigenfrequenzen der Shaufel-pakete in Dampf-und Gasturbinen insbe-soundere bei verjüngten Schaufeln // Konstruktion. 1958. -Bd.10, №2. - S. 41-50.

179. Kirkhope J., Wilson G.P. A finite element analysis for the vibration modes of a bladed disc // J. of sound and vibration. -1976. V.49, №4. - P. 469-482.

180. Kirkhope J., Wilson G.P. Analysis of coupled bladed disk vibration in axial flow turbine and fan // Structures , Struct. Dyn. Mater.: Proc. 12th AIAA/ASME Conf. ASME paper N 71-375. -1971. - P. 1-11.

181. Leissa A.W. Vibrations aspect of rotation turbomashinary blades // Applied Mechanics Reviews. 1981. - V.34, №5. - P. 629-635.

182. Leissa A.W. Vibration of turbine engine Blades by Shells analysis // J. Shock and Vibration Digest. 1980. - V.12, №5. -P. 153-162.

183. Mac Neal R.H. A simple quadrilateral shell element // Cumputers and structures. 1978. - V.8, №2. - P. 175-183.

184. Macbain J.C., Genin J. Effect of support flexibility on the fundamental frequency of vibrating beams // J. of Franclin Institute. 1973. - V. 296, №4. - P. 259-273.

185. Mazurkiwicz M. Oblicszenia premieszczen, czesmosci i postaci dragn wlasnych lopatec maszyn wirnikowych metoda ele-mentow skonszonych // Archiwum bydowy maszyn. 1980. -V.27, N4. - P. 427-447.

186. Modal testing of rotating machinery while it is operating / Marscher William D. // J. Sound and Vibration. 1999.- 33 № 11. - P. 29 - 32.

187. Modeling interfacial condition in normally flat contacts for application to fretting fatigue of turbine engine components / McVeigh P.A., Harish G., Farris T.N., Szolwiski M.P. // int. J. Fatigue. 1999. - 21, Suppl. - P. 157-165.

188. Olson M.D., Lindberg G.M. Dynamic analysis of shallow shell with a double-cuvired triangular finite element // J. Sound and Vibration. 1971. - V. 19, №3. - P. 299-318.

189. Olson M.D., Lindberg G.M. Vibration analysis of cantile-vered curved plates using a new cylindrical shell finite element // 2nd Conf. on Mart. Meth. in Struct. Mech. Wright- Patterson A.F. Base. Ohio, 1968. - P. 247-270.

190. Parisch H. A critical survey the 9-node degenerated schell element with special emphasis on thin schell application and reduced integration // Comp. Meth. Appl. Mech. and Eng. 1979. -V. 20. P. 323-350.

191. Prohl M.A. A method for calculating vibration frequency and stress or a bladed group of turbine buckets // Trans. ASME. -1958. V.80, №1. - P. 169-180.

192. Ramamurti V., Kielb K. Natural frequencies of twisted rotating plates // J. Sound and Vibration. 1984. - V.94, №3. - P. 429-449.

193. Rao J.S. Turbomaschine blade vibration // 5th world Congr. Theor. Mach. and Mech. 1979. V.l. - P. 637-640.

194. Resonance charaacteristics of turbine blades with com-paund periodic structure / Saito Eiji, Namura Kiyoshi, Okabe Akira // JSME Int. J.B. -1998. 41, №3. - P. 727-733.

195. Riehm S. Schwingungen freistehender ND-Endschaufeln einer Kondensationsturbine im Ventilationsberieb: Dis. . Dr. Ing. Stuttgart, UNI, 1997. - 119s.

196. Riger N.F. Finite element analysis of turbomachine blade problems // Finite Element Applications in vibration Problems: The Design. Engineering Technical Conf. Chicago, Illinois. 26-28 Sep. 1977. - P. 143-254.

197. Rzadkowski R. Free Vibration of Tuned and Mistimed Bladed Disc: Report № 306/1252/90, Polish Academy of Science. Gdansk, Poland, 1990. - P. 42-49.

198. Sagendorph F.E. Natural frequencies of mid-span shrouded fan blades // Struct, din. asp. of bladed disc assemblies: publ. ASME. New-York. - 1976. - P. 93-99.

199. Salame A.M. Finite element dynamic analysis of blade packets and bladed disc assemblies: Ph. D. Thesis. University of Southamption. 1977. - 184p.

200. Salame A.M., Petyt M. Dynamic responce of packets of blades by the finite element method // ASME Paper 77-DET-70. -1977. 17p.

201. Schaufelschwingunge erfassen // BWK: Brenst. Warme-Kraft. - 2000. - 52, №1-2. S.56.

202. SOLVIA SYSTEM 87: User Manual, Solvia Engineering AB, Scweden. 1987. - 146p.

203. Srinivasan A.V., McFarland D.M. Characterization of laws of friction in the context of engine blade dynamics // Trans. ASME. J. Eng. Gas Turbines and Power. 1998. - 120, №4. - P. 759-765.

204. Stodola A. Uber die schwingungen am dampfturbinen laufradern. Schwiezervishe Bauzeitg. 1914. - №63. - S. 251 — 255 und 271-275.

205. Surena K.S. Transition finite element for axisymmetric stress analysis // Int. J. for Num. Math, in Eng. 1980. - V.15. -P. 809-832.

206. Surena K.S. Transition finite element for three dimensional stress analysis // Int. J. for Num. Math, in Eng. 1980. -V. 15. - P. 991-1020.

207. Tong J., Wang K.W. Vibration control of rotationally periodic stuctures using passive piezoelectric shunt networks and active compensation // Trans. ASME. J. Vibr. And Acoust. -1999. 121, №3. - P. 379-390.

208. Trompette Ph., Lalanne M. Vibration analysis of rotating turbine blades. -A.S.M.E. Paper 74, WADE 23.

209. Turcotte J.F., Hollkamp J.J., Gordon R.W. Vibration of a mistuned bladed-disk assembly using structurally damped beams // J. AIAA, 1998. Vol.36, №12. - P. 2225-2228.

210. Umemura S., Mase M., Kadoja Y. Vibration analysis of grouped blades of turbines by the finite element method // Mitsu-bisi heavy Industries technical review. 1979. - V.16. - P. 85-91.

211. Vorobjov Yu.S. Complex of methods and programs for static and vibrational calculations of turbomachine blading // U.S.- Ukrainian Energy Trade and Investment Conf. Kharkov, 1999.- P. 315.

212. Vorobjov Yu.S., Kanilo S.P., Nikoulina E.I. Numerical investigation of blade packet vibrations // Proc 1997 ASME ASIA Conf. And Exib. Techn. Paper ASME 97-AA-020, Singapore ASME, New York, USA 6p.

213. Vorobjov Yu.S., Kanilo S.P. Sharing 3D finite element and beam model for turbomachine blades dynamic analysis // Multiple Scale Analysis and Coupled Physical Systems. Sent-Venant Symposium. Paris, 1997. - P. 469-473.

214. Vorobjov Yu.S., Korsunsky M.L. The modify variational method of calculation of turbomachines blading vibrations // Proc. Int. Conf. Computational Eng. Sc. 1995. - P. 1614-1618.

215. Walker K.P. Vibrations of cambered helicoidal fan blades // J. Sound and Vibration. 1978. - V. 59. - P. 35-57.

216. Wolter I. Experimentelle Untersuchungen des Schwingungsverhaltens von Turbinen-Laufdchaufeln unter realen Betriebsbedingungen mit und ohne Kopplung durch eingelegten Dämpferdraht: Dis. . Dr. Ing. - Stuttgart, UNI, 1980. - 179s.

217. Yanecki S., Vorobiev Yu.S., Kanilo S.P. The numerical analysis of turbomachine blade packet vibration // там же. Р. 291-296.

218. Yang B.D., Chen J.J., Meng С.Н. Prediction of resonont responce of shrouded blades with three-demensional shroud constraint // Trans. ASME. J. Eng. Gas Turbines and Power. 199. -121, №3. - P. 523-529.

219. Yang Т., Botkin M. A. A modular approach for threede-mentional shape optimization of structures // AIAA Journal. -1987. V.25, №3. - P. 492-497.

220. Yang B.-D., Meng C.-H. Modeling of friction contact and it's application to the design of shroud contact // Trans. ASME. J. Eng. Gas Turbines and Power. 1997. - 119, №4. - P. 958-963.

221. Zhang J., Wen—Hang W., Xiang—jun C. Natural mode analysis of N blades disc coupled system. Modal synthesis of symmetric structure with conv croup // Acta mech. solida sin., 1984. N4. - P. 469-481.

222. Zhii Baotion, Wu Houyu Xi'an Jiaotong daxue xuebao // J. Xi'an Jiaotong Univ. 1999. - 33,№9. - P. 47-49.1. УТВЕРЖДАЮ1. Лл

223. ОАО «КАЛУЖСКИЙ 1Й ЗАВОД» .имерман С.Д.1. С*. ■н/'п-ъ Ъ2001 г.1. АКТ

224. О внедрении научно-исследовательской работы " МОДЕЛИРОВАНИЕ СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ ОБЛОПАЧЕН1. НЫХ ДИСКОВ ТУРБОМАШИН".

225. Внедренная методика и программное обеспечение позволяют повысить качество и существенно сократить время разработки рабочих колес турбоагрегатов.

226. Годовой экономический эффект составляет 236000 (двести тридцать шесть тысяч ) рублей

227. Социальный эффект от внедрения работы: повышение качества и безопасности работы выпускаемых турбоагрегатов.

228. Представители предприятия: Представители разработчика:

229. Нач.ОКБ научный руководитель

230. Зам. нач. расчетного отдела

231. Ответственный исполнитель Д.А Насонов6№ '