Введение

Одним из важнейших показателей качества транспортной турбины является ее виброактивность, которая определяет долговечность подшипниковых узлов ротора, вибрационную нагруженность самой турбины и транспортного средства в целом. Современные транспортные турбины работают на оборотах, превышающих первые критические частоты вращения их роторов. Поэтому существует проблема проектирования таких турбин, у которых и при переходе через критические частоты и в закритической области на рабочих частотах силы в подшипниковых опорах оказываются минимально возможными, что значительно повышает долговечность последних, а также уменьшает общую вибронагруженность транспортного средства.

Существует два пути снижения сил, действующих со стороны ротора на подшипники. Первый заключается в обеспечении большой податливости вала, устанавливаемого в жёсткие подшипниковые опоры. Этот путь имеет ряд недостатков: вал, обладающий большой податливостью, может не удовлетворять условиям прочности; податливый вал трудно изготовить с высокой степенью точности; в закритической зоне оборотов внутреннее трение изгибающегося податливого вала становится фактором, снижающим устойчивость его движения.

Всех этих недостатков лишён второй путь, состоящий в максимально возможном повышении податливости опор, в то время как сам ротор, изготовляемый по условиям прочности, должен быть достаточно жёстким. Первая критическая частота вращения такого ротора определяется в основном податливостью опор, сам же ротор практически не изгибается ни на критических оборотах, ни в закритической области, так что силы внутреннего трения в нём незначительны и не могут привести к неустойчивости движения. Податливость вала ротора определяет лишь вторую (и более высокие) критическую частоту, которая чаще всего лежит гораздо выше верхней границы диапазона рабочих оборотов щ.

В курсовом проекте рассмотрен второй путь снижения сил в опорах.