МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ Национальный аэрокосмический университет им. Н. Е. Жуковского «Харьковский авиационный институт» В. С. Чигрин КОНСТРУКЦИЯ И ПРОЧНОСТЬ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Конспект лекций Харьков «ХАИ» 2017 УДК [621.452.3.03+621.452.3.03:539.4] (075.8) ББК 39.55 я73 Ч-58 Розглянуто конструктивні схеми авіаційних ГТД, вимоги до них, викладено основи конструювання вузлів двигунів. Досліджено умови роботи основних деталей, наведено методики розрахунку їх на міцність. Описано деякі актуальні проблеми конструювання сучасних авіаційних ГТД. Для студентів, які вивчають курси «Конструкція і робочі процеси АД та ЕУ», «Динаміка і міцність АД та ЕУ», «Конструкція і міцність авіаційних двигунів», «Двигуни літаків і вертольотів». Буде корисним під час курсового й дипломного проектування. Р е ц е н з е н т ы: д-р техн. наук, доц. В. В. Логинов, канд. техн. наук, доц. А. Н. Литвяк Чигрин, В. С. Ч-58 Конструкция и прочность авиационных двигателей [Электронный ресурс] : консп. лекций / В. С. Чигрин. – Харьков : Нац. аэрокосм. ун-т им. Н. Е. Жуковского «Харьков. авиац. ин-т», 2017. – 420 с. Рассмотрены конструктивные схемы авиационных ГТД, требования, предъявляемые к ним, изложены основы конструирования узлов двигателей. Исследованы условия работы основных деталей, приведены методики расчета их на прочность. Описаны некоторые актуальные проблемы конструирования современных авиационных ГТД. Для студентов, изучающих курсы «Конструкция и рабочие процессы АД и ЭУ», «Динамика и прочность АД и ЭУ», «Конструкция и прочность авиационных двигателей», «Двигатели самолетов и вертолетов». Будет полезным при курсовом и дипломном проектировании. Ил. 371. Табл. 10. Библиогр.: 45 назв. УДК [621.452.3.03+621.452.3.03:539.4] (075.8) ББК 39.55 я73 © Чигрин В. С., 2017 © Национальный аэрокосмический университет им. Н. Е. Жуковского «Харьковский авиационный институт», 2017 ВВЕДЕНИЕ Дисциплина «Конструкция и прочность авиационных двигателей» является профилирующей специальной дисциплиной в системе подготовки инженеров-механиков по проектированию, производству, эксплуатации и ремонту силовых установок летательных аппаратов. Цель этой дисциплины – дать обучающимся знания по вопросам конструкции, прочности, динамики и надежности авиационных двигателей, их систем и узлов. Вопросы конструкции авиационных двигателей будем рассматривать на фоне тактико-технических требований, предъявляемых к двигателям и их узлам, изучим способы реализации этих требований, проведем сравнительный анализ различных конструктивных решений элементов, узлов и систем двигателей. Оценку прочности проведем применительно к основным высоконагруженным элементам конструкции – рабочим лопаткам, дискам, корпусным деталям, валам, которые в основном определяют надежность и ресурс двигателя. Силовые установки летательных аппаратов играют первостепенную роль в развитии авиации. Полеты первых самолетов стали возможными только тогда, когда были созданы двигатели, достаточно мощные, но с малой массой и небольшими габаритами. Все наиболее важные, качественно новые этапы развития авиации связаны или с появлением новых типов силовых установок, или с коренным улучшением существующих двигателей. Примеры – появление поршневых двигателей, ТРД, ТРДФ, ТРДД, ТРДДФ и т. д. Роль двигателей в авиации в настоящее время настолько велика, что многие конструкторы авиационной техники склоняются к мысли об опережающем положении силовой установки при проектировании летательного аппарата. Проектирование, постройка и доводка современного авиационного двигателя требует 5–10 лет, что зачастую превосходит срок проектирования, постройки и доводки планера самолета. Современный авиационный двигатель – сложная и дорогая машина, при создании которой используются новейшие достижения науки и техники. В свою очередь, развитие авиационного двигателестроения определяющим образом влияет на развитие науки и многих отраслей промышленности. Современный уровень развития авиации с ее большими высотами (25...30 км) и скоростями (МП – 3...3,5) полета вызвал появление самолетов с качественно новыми аэродинамическими характеристиками, при которых, например, становится практически невозможно осуществить маневр самолета с отказавшими двигателями, даже для выбора места посадки самолета. Современный пассажирский самолет перевозит одновременно до нескольких сотен пассажиров. В этой связи повышаются требования к надежности двигателя, а тот уровень требований, который был реализован при создании 3 двигателя, может быть обеспечен только при условии глубокого знания двигателя и его грамотной эксплуатации. Научной основой дисциплины «Конструкция и прочность авиационных двигателей» являются общеинженерные и специальные дисциплины. Особенность специальных профилирующих дисциплин состоит в том, что их успешное изучение основано на глубоком знании предшествующих общеобразовательных и специальных предметов: начертательной геометрии и инженерной графики, химии и ГСМ, термодинамики и теплопередачи, теории ВРД, теории лопаточных машин, сопротивления материалов (инженерной механики), теории механизмов и машин, деталей машин, а также математики и физики, которые являются основой изучения всех технических дисциплин. В свою очередь, глубокие знания в области конструкции авиационных двигателей и их систем помогут лучше понять технологию проектирования, производства, ремонта, технической эксплуатации и диагностики силовой установки летательного аппарата. В тематику лекций включена наиболее стабильная часть дисциплины, ее основа. Для более глубокого изучения отдельных аспектов конструкции необходимо обращаться к дополнительной литературе. Тема 1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ КОНСТРУКЦИИ АВИАЦИОННЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 1.1. Поколения создания и развития газотурбинных двигателей Газотурбинные двигатели в своем развитии претерпели существенные изменения, и в настоящее время сложилось следующее условное деление ГТД в соответствии с этапами их совершенствования. 1. 40–50-е годы ХХ столетия – этап становления и развития двигателей, относящихся к первому поколению. 18 августа 1946 г. на авиационном параде в Тушино появились самолеты МиГ-9 с двумя ТРД РД-10 и Як-15 с одним ТРД РД-20. Это были двигатели, созданные на базе немецких двигателей JUMO-004 (РД-10) и BMW-003 (РД-20). По лицензии Великобритании строились также двигатели РД-45 и РД-500. Первым отечественным ТРД стал двигатель конструкции А. М. Люльки ТР-1 (1947 г.). Двигатель с тягой 13,5 кН имел осевой компрессор, кольцевую камеру сгорания, одноступенчатую турбину, нерегулируемое реактивное сопло. Позднее на его базе были созданы ТРД АЛ-3 и АЛ-5 с тягой 45 и 50 кН. В ОКБ В. Я. Климова в 1948 г. был создан ТРД ВК-1 с тягой 26,5 кН, центробежным компрессором, индивидуальными трубчатыми камерами сгорания, одноступенчатой турбиной. Двигатель ВК-1А был самым массовым, 4 надежным и долгоживущим (МиГ-15, МиГ-17, Ил-28 и др.). Двигатели первого поколения (РД-10, РД-20, РД-45, РД-500 и др.) отличались одноконтурной и одновальной схемой, невысокими значениями тяги Р (до 30,0 кН) и степени повышения давления (π*К ≤ 7), малой экономичностью (Суд > 0,1 кг/(Н·ч)), имели осевой или центробежный компрессор и неохлаждаемую турбину с Т* Г ≈ 900...1100 К. Впервые для лопаток турбин стали использоваться жаропрочные сплавы. В основном это были двигатели для военных самолетов. Но в 1949 г. в КБ А. А. Микулина был создан двигатель РД-3М-500 для самолета Ту-16, модификация которого АМ-3 была установлена на пассажирский самолет Ту-104. Первый коммерческий рейс самолет Ту-104 выполнил в 1955 г. (самолет Боинг-707 с газотурбинным двигателем – только в 1958 г.). 2. Двигатели второго поколения появились в 50-х – начале 60-х годов. Это время характеризуется резким возрастанием числа новых разработок газотурбинных двигателей. По-прежнему это в основном двигатели для военных самолетов. Отличительный признак – использование двухкаскадных роторов (Р11Ф-300), регулируемых направляющих аппаратов (АЛ-7Ф), газотурбинного привода воздушного винта (АИ-20, АИ-24, НК-12). Компрессоры – только осевые, с π*К ≈ 10...12, турбины – с неохлаждаемыми рабочими лопатками при температуре газов Т* Г ≤ 1 200...1 275 К, но лопатки соплового аппарата турбины в ряде случаев выполнялись охлаждаемыми. По сравнению с двигателями первого поколения ГТД второго поколения обладали более высокими показателями по тяге и π*К (Р – до 60…100 кН, π*К ≈ 9…10), повышенной экономичностью (Суд < 0,1 кг/(Н·ч)). В начале 50-х годов в конструкции компрессоров были впервые применены сверхзвуковые ступени (двигатели АЛ-7Ф, РД-9Б, ВД-5, ВД-7, РД-7-М2). Двухкаскадная схема и сверхзвуковые ступени позволили уменьшить число ступеней компрессора (например, двухвальный ТРДФ Р11Ф-300 с тягой около 61 кН имеет два осевых компрессора с тремя ступенями в каждом, а аналогичный американский одновальный двигатель J-79 – однокаскадный 17-ступенчатый компрессор). В этот же период времени была решена сложная проблема создания мощного редуктора ТВД: для двигателя НК-12 был разработан дифференциальный редуктор на мощность 15 тыс. л. с. при КПД приблизительно 0,992 для привода двух соосных винтов, который до настоящего времени является чемпионом по мощности и долгожителем. 3. Третье поколение ГТД (60–70-е годы ХХ в.) характеризуется дальнейшим развитием ТРД и ТРДФ, но его основной отличительный признак – создание двухконтурных двигателей ТРДД и ТРДДФ (НК-8, Д-20П, Д-З0КУ, НК-144). Наличие второго контура позволило существенно повысить экономичность ГТД. Степень двухконтурности этих двигателей m постепенно росла от 0,9 (Д-20П) до 2,4 (Д-З0КУ), что позволило снизить удельный расход топлива с С уд ≈ 0,068 кг/(Н·ч) (Д-20П) до Суд ≈ 0,0494 кг/(Н·ч) (Д-З0КУ). 5 Компрессоры ГТД третьего поколения – в основном двухкаскадные, с π*К до 15...20. В конструкции двигателя возросла доля жаропрочных и титановых сплавов. В турбинах широко применяется воздушное охлаждение дисков, сопловых и рабочих лопаток, температура газов перед турбиной Т* Г достигает 1 350...1 450 К. 4. Двигатели четвертого поколения появились в конце 70-х – начале 80-х годов. Этот период характеризуется многообразием схем, конструкций и параметров двухвальных и трехвальных ТРДД. Двигатели четвертого поколения (Д-36, Д-136, Д-18 конструкции В. А. Лотарева, ПС-90 П. А. Со* ловьева и др.) отличались высокими значениями π К (до 30 и стремится к 40) и температуры газов перед турбиной Т* Г (1 500...1 700 К), малой (m ≈ 0,5...2,0) и умеренной (m ≈ 4...6) степенью двухконтурности и рядом конструктивных особенностей: модульностью, развитой системой диагностики технического состояния, возможностью корректировки радиальных зазоров по газовому тракту, интенсивным охлаждением деталей, соприкасающихся с горячими газами, применением монокристаллических лопаток турбин и лопаток с направленной кристаллизацией, наличием «бездымных» камер сгорания и пр. В этот период получили развитие новые методы расчетов. Разработана прогрессивная система эксплуатации ГТД по фактическому техническому состоянию, начали применяться электронные системы управления двигателем. Переход на эксплуатацию по фактическому техническому состоянию потребовал совершенствования методов подтверждения ресурса, к которым относятся анализ термонапряженного состояния деталей ГТД, диагностика по параметрам газовоздушного тракта, неразрушающий контроль, диагностика по вибропараметрам и др. 5. Двигатели пятого поколения с конца 90-х годов прошлого столетия пока находятся в стадии опытной разработки и экспериментальных исследований, ведется интенсивная проработка их концептуальных особенностей. Наметились два принципиальных подхода к проектированию двигателей пятого поколения: а) для повышения экономичности двигателей, предназначенных для * транспортной авиации, следует увеличивать π К при сохранении приемлемых по условиям продолжительной эксплуатации значений Т* Г ; б) для повышения тяговооруженности двигателей, предназначенных для военной авиации, необходимо следовать по пути дальнейшего повышения температуры газов (в ближайшие годы ее значение планируется довести до 2 000 К). Кроме того, двигатели пятого поколения должны отличаться низким удельным весом (γ ≈ 0,01 кг/Н) благодаря использованию легких и прочных материалов, малому количеству деталей, применением конструкций типа «блиск» и «блинг» и высоконапорных ступеней компрессора с широкохордными лопатками, а также малыми затратами на техническое обслуживание. Одно из вероятных направлений совершенствования двигателей пятого по6 коления – использование переменной степени двухконтурности, что позволяет эффективно эксплуатировать двигатели при дозвуковых скоростях полета. Не исключено также применение в этих двигателях альтернативных топлив, в частности, сжиженных газов и водородного топлива. 6. Двигатели шестого поколения появятся значительно позже 2020 года. Их создание будет ориентировано на развитие широкого спектра экономически целесообразных двигателей различных схем и назначений. Сегодня трудно представить детально облик этих двигателей. Развитие их конструк* ции пойдет, очевидно, в направлении дальнейшего увеличения π К до 30...50 и повышения температуры газов вплоть до ее стехиометрического значения (Т* Г ≈ 2 200...2 400 К), что потребует широкого внедрения в конструкцию горячих узлов керамических деталей и интерметаллидов, принципиального изменения способов их охлаждения, разработки новых методов форсирования, тяги. При этом отношение тяги двигателя к его массе достигнет величины 200 Н/кг (для двигателей четвертого поколения это отношение составляет приблизительно 80). Вполне вероятными могут оказаться дальнейшая интеграция турбокомпрессора с ракетным газогенератором, появление так называемых комбинированных силовых установок, в которых углеводородное топливо будет использоваться на режимах взлета, набора высоты и посадки, ядерное топливо – на крейсерском режиме полета самолета, способного совершать продолжительный автономный полет без дозаправки. Создание таких двигателей связано с большими материальными затратами и продолжительными сроками разработки. Поэтому первоочередной задачей является сокращение стоимости и сроков создания двигателей, приближая их к срокам создания летательных аппаратов. Эти обстоятельства требуют изменения приоритетов в методологии создания новых двигателей. Реализация новой методологии базируется на опережающей разработке научно-технического задела (НТЗ) по ключевым технологиям, узлам, системам, базовым газогенераторам (рис. 1.1). Рис. 1.1. Схема создания различных ГТД на базе общего газогенератора 7 Одним из направлений в создании современных ГТД является проектирование семейств двигателей в широком диапазоне тяги на основе базового газогенератора – CF6, GE90, GEnx, RB211, Trent, PW2000, PW4000, CFM56, V2500. При этом создаются и экспериментально отрабатываются двигателидемонстраторы, широко применяются методы математического моделирования и проектирования. Существенно изменились роль и место эксперимента в технологии разработки двигателя: сокращается объем экспериментальных работ по доводке опытного двигателя, но возрастает доля экспериментов для верификации моделей и подтверждения надежности двигателя в экстремальных условиях эксплуатации, которые трудно поддаются моделированию. Таким образом, возрастает роль компьютерного моделирования при проектировании такой сложной системы, как ГТД. Для этого уже при разработке двигателей четвертого поколения были заложены основы интегрированного комплекса программ, которые объединяют три категории анализа: – интеграция нескольких процессов, дисциплин или характеристик (многодисциплинарные расчеты), например, при расчете термонапряженного состояния ротора охлаждаемой турбины двигателя решается комплекс задач внешнего вязкого обтекания лопатки, подвода и выхода охлаждающего воздуха, теплопередачи от горячего газа к охлаждающему воздуху через стенку пера лопатки, расчета трехмерного температурного поля, оценки сложного напряженного состояния ротора в целом; – интегральные модели узлов и элементов двигателя (совместная работа входного устройства, компрессора, камеры сгорания, турбины, реактивного сопла); – при предварительном проектировании – простые уровни моделирования (одномерные стационарные модели), при детальной проработке – более сложные модели (трехмерные, с учетом вязкости и нестационарного взаимодействия). Подобный комплекс моделирования уже сейчас входит как важнейшее звено в систему компьютерного управления проектированием, производством и эксплуатацией с использованием «безбумажной» технологии (CALS-технологии). Роль НТЗ в создании двигателей ХХI века будет возрастать еще и потому, что помимо снижения степени экономического и технического риска, связанного с разработкой перспективных двигателей в условиях недостаточно прогнозируемой конъюнктуры спроса, в процессе создания НТЗ появляются уникальные технологии, имеющие собственную ценность на рынке наукоемкой продукции для использования их в других областях техники. При проектировании новых авиадвигателей принимаемые технические решения должны опережать результаты, достигнутые на современном этапе их развития. Поэтому, приступая к проектированию конструкции авиационных двигателей, необходимо стремиться учесть в разрабатываемой конст8 рукции все современные достижения авиадвигателестроения, а также ориентироваться на перспективные разработки в этой области. К наиболее перспективным тенденциям в дальнейшем совершенствовании АД, которые еще не получили достаточного освещения в учебной литературе по проектированию, можно отнести: – использование принципов системного и ресурсного проектирования при разработке конструкций новых авиаизделий; – применение в проектировании схем турбовинтовентиляторных двигателей для авиаизделий с околозвуковой скоростью полета и двигателей с переменной степенью двухконтурности для многорежимных объектов; – использование при создании высокоэкономичных двигателей пассивного и активного принципов регулирования радиальных зазоров по рабочим лопаткам компрессоров и турбин; – принятие конструкторских решений, направленных на снижение токсичности и шума при работе двигателя, а также на повышение допустимой температуры газов перед турбиной; – применение конструктивных элементов, способствующих широкому внедрению технической диагностики деталей и узлов проектируемого двигателя, а также реализации модульного принципа построения изделия. Развитие авиационного двигателестроения в ближайшие 10–15 лет связано с обеспечением качественно нового уровня показателей совершенства двигателя: – увеличение ресурса и надежности двигателя в 1,5–2 раза; – повышение экономичности на 10–15 %; – сокращение количества деталей в двигателе приблизительно на 50 %; – сокращение трудоемкости обслуживания приблизительно вдвое; – снижение суммарного уровня шума силовой установки на 20...30 дБ; – снижение эмиссии вредных веществ в 2–3 раза относительно действующих международных норм. Создание таких двигателей обеспечит конкурентоспособность самолетов, которые будут разрабатываться в период 2020–2030-х годов и эксплуатироваться в ближайшие 50–60 лет. Эта работа уже сейчас ведется по нескольким направлениям: – создан принципиально новый класс высокотемпературных жаростойких материалов на основе интерметаллидов никеля и титана, имеющих невысокую плотность и высокое сопротивление окислению, например, сплав ВКНА-1В (Ni 3 Al) для рабочих и сопловых монокристаллических лопаток турбин, створок реактивного сопла, внутренних частей жаровой трубы камер сгорания; 9 – защита поверхности лопаток от высокотемпературного окисления путем осаждения специальных термобарьерных покрытий из паровых и плазменных потоков, позволяющая получить большие ресурсы при рабочих температурах 1 300…1 500 К; – создание фазоармированных материалов для рабочих температур 1 500 К и выше (матрица таких конструкций – никелевые жаропрочные сплавы или интерметаллиды, а армирующая фаза – волокна монокарбидов ниобия или тантала); – создание свариваемых высокотехнологичных жаропрочных сплавов для производства корпусов камер сгорания (ВЖ-145, ВЖ-155, ВЖ-159), имеющих предел прочности при 20 °С более 1 400 МПа. Тенденции в создании компрессоров – высокие степени повышения давления при малом числе ступеней. Проблема решается путем применения широкохордных лопаток без бандажных полок при числах М обтекания до 1,7. Так как ротор такого двигателя – высокооборотный, то рассматривается вопрос о применении магнитных подшипников, подшипников скольжения, подшипников качения с неметаллическими элементами, композитного вала, вентиляторов с полыми рабочими лопатками из металлокомпозитов (например, использование композита титан – карбид кремния позволяет снизить массу конструкции компрессора практически на 50 %, а при конструкции из этого материала типа «блинг» снижение массы достигает 70 %). Тенденции в проектировании газовых турбин – одноступенчатые высокоперепадные турбины с высоким КПД и высокой температурой газов (на 150...300 К выше, чем у современных турбин). Для этого разрабатываются блиски с монокристаллическими лопатками транспирационного охлаждения, что позволяет снизить массу узла турбины на 25 %. Уже в 1997 г. была испытана рабочая лопатка с проникающим транспирационным охлаждением при Т* Г = 2 000 К, а в 2000 г. была экспериментально подтверждена работоспособность ее модифицированной конструкции при Т* Г = 2 200 К. Охлаждение пера лопатки – пленочное, но по своим показателям (расходу охлаждающего воздуха и эффективности охлаждения) оно приближается к пористому. Такая лопатка изготавливается полностью путем отливки и крепится к диску высокотемпературной пайкой. В настоящее время научились профилировать и изготавливать трехмерные лопатки. До сих пор турбинные лопатки отливались с жесткими стержневыми вставками, которые формировали каналы подвода охлаждающего воздуха. Для трехмерных лопаток транспирационного охлаждения разработана технология отливки с гибкими керамическими лентами, которые формируют «горячую» и «холодную» стенки и дополнительные каналы по профилю пера. Следующая проблема при создании перспективного двигателя – разработка камеры сгорания с высокой эффективностью сгорания топлива (более 0,99) при высоких температурах газа (более 2 000 К), с высоким 10 ресурсом жаровых труб (до 20...30 тыс. ч) при уменьшении расхода охлаждающего воздуха приблизительно в два раза по сравнению с современными конструкциями. При этом камера сгорания должна обеспечивать высокую экологичность – уменьшение выбросов оксидов азота в 2–2,5 раза по сравнению с существующими конструкциями. При всем этом должны оставаться высокими эксплуатационные характеристики: надежный запуск на земле и в полете, равномерность температурного поля на входе в турбину, контролируемость и ремонтопригодность. В настоящее время разработана схема камеры сгорания с модульными горелками. Каждая из них имеет свою устойчивую зону циркуляции, свой подвод воздуха для полного сжигания топлива. Через смесители боковых стенок жаровой трубы подводится совсем небольшое количество воздуха. Полнота сгорания топлива обеспечивается на уровне не менее 0,99 при уменьшении расхода охлаждающего воздуха до 14 %. Стенки жаровой трубы – двойные, перфорированные (с «душированием»). «Холодная» стенка – силовая, а «горячая» – из отдельных сегментов, выполненных из жаростойких материалов, выложенных по поверхности силовой стенки со стороны пламени. Разделение горячей стенки на отдельные сегменты исключает температурные напряжения, свойственные сплошным стенкам. Выбросы оксидов азота в такой камере сгорания в 1,5–2 раза ниже, чем в лучших зарубежных камерах сгорания. Такая камера сгорания может стать прототипом для вновь разрабатываемых двигателей, а также базой для модернизации серийных ГТД. С точки зрения теоретических расчетов прослеживаются такие тенденции: военные двигатели – со степенью двухконтурности 0,2…0,3, гражданские и транспортные – до 18. Возможность реализации характеристик двигателя во многом обеспечивается его САУ, которая должна быть оптимальной на всех режимах работы двигателя и высоконадежной (с наработкой на отказ не менее 106 ч). До середины 70-х – начала 80-х годов системы управления отечественных двигателей были в основном гидромеханическими. В 80-х годах в САУ появились только электронные ограничители. Но развитие электронных технологий позволило в 80-х годах начать переход к цифровым электронным системам управления с полной ответственностью. Их преимущества: улучшение качества управления, расширение функций системы, высокая надежность, простота эксплуатации, в перспективе – значительное снижение стоимости. Разрабатываются САУ, интегрированные в систему управления летательного аппарата (например, управления вектором тяги), с термостойкой элементной базой, интеллектуальными датчиками (со встроенными процессорами), которые ведут предварительную обработку информации и при необходимости выполняют коррекцию данных. Принцип работы такой САУ следующий: 11 автоматическая установка на оптимальные параметры в зависимости от режима полета (адаптивное управление), парирование отказов (реконфигурация САУ, системы контроля и диагностики путем использования резервных источников информации, косвенной информации или результатов моделирования). В современных ГТД большое внимание уделяется диагностике. Ведутся исследования и работы по созданию новых бортовых и наземных диагностических средств и систем с использованием параметрической диагностики, трибодиагностики, вибродиагностики, программ принятия решений, разрабатываются новые алгоритмы диагностирования. Уже сейчас на большинстве современных двигателей (АЛ-31Ф, ПС-90А, Д-18 и др.) введен виброакустический контроль подшипников. Остается актуальным и такое направление, как разработка конкурентоспособных модификаций на базе серийных двигателей в результате создания и внедрения новых материалов и новых конструктивнотехнологических решений. Все более широко применяются монокристаллические сплавы, композиционные материалы, керамика, интерметаллиды. Применяются блиски и блинги, в том числе и из разнородных материалов. Для достижения параметров двигателей пятого и шестого поколений на смену титановым и никелевым сплавам приходят армированные суперсплавы, композиты с металлической и керамической матрицами. Например, сплав для лопаток турбин ЖС-47 легирован рением до 10 % (температура плавления рения 3 170 °С, производство его всего 20 лет назад во всех капиталистических странах составляло до 900 кг в год). Этот сплав при температуре пера лопатки 1 300 К имеет предел длительной прочности σ дл = 350 МПа, что выше на 30…40 МПа, чем у зарубежных аналогов. Специально разработана высокоградиентная технология монокристаллического литья (до 250 градусов на сантиметр). Это позволяет получить отливки строго заданной кристаллографической ориентации, которые могут работать при температуре газов 2 200 К (для военных самолетов) или при более низких температурах, но с большим ресурсом (для гражданских самолетов). При этом снижается расход воздуха на охлаждение, повышаются удельные параметры двигателя, а его габариты и масса становятся меньше. Одной из характерных особенностей современного подхода к проектированию ГТД является комплексное (системное) решение проектных задач. Системность в подходе к проектированию означает рассмотрение двигателя как составной части комплекса, включающего в себя силовую установку и планер летательного аппарата (ЛА). Рассмотрение условий работы ГТД в отрыве от этого комплекса приводит к нерациональной компоновке изделия, неполному использованию потенциальных возможностей принятых конструкторских решений, а в ряде случаев – к значительному отклонению заявленных при проектировании параметров от фактически реализуемых при эксплуатации на объекте. Поэтому вновь 12 создаваемый двигатель должен проектироваться как энергоустановка для конкретного объекта воздушного применения. Можно выделить шесть функциональных областей применения авиационных двигателей, предопределяющих при комплексном подходе к проектированию конструктивный облик входящих в них узлов: 1. Самолеты транспортной авиации с диапазоном скоростей М П = 0,6...0,9, которые базируются в основном на схемах турбовинтовых (ТВД), двухконтурных (ТРДД) и винтовентиляторных (ТВВД) двигателей. 2. Вертолеты, имеющие скорости полета V П = 150...400 км/ч и базирующиеся на турбовальных схемах двигателей (чаще всего – со свободной турбиной). 3. Вспомогательные газотурбинные двигатели – ВГТД (ВСУ) (в том числе пусковые и подъемные двигатели – ПД), которые не влияют непосредственно на маршевую скорость ЛА и предназначены для вспомогательных обслуживающих целей: запуска основных ГТД, питания систем кондиционирования ЛА и т. п. Наибольшее распространение для ВГТД и ПД получили схемы турбореактивных и двухконтурных двигателей. 4. Самолеты боевой авиации с диапазоном скоростей М П = 3,0…3,5, базирующиеся на схемах турбореактивных (ТРД или ТРДФ), двухконтурных (ТРДД, ТРДДФ или ТРДДи) и турбопрямоточных (ТРДПр) двигателей. 5. Авиационные ракеты и беспилотные ЛА со скоростями М П = 0,6...3,0, базирующиеся на схемах турбореактивных, двухконтурных, турбопрямоточных и ракетно-турбинных двигателей. 6. Авиационно-космические комплексы (АКК), предназначенные для полетов со скоростями М П = 10...25 и базирующиеся на схемах гиперзвуковых ВРД, ракетно-турбинных двигателей (РТД) и авиационных двигателей со сжижением атмосферного кислорода (АДсж). Наряду с применением в авиации в последнее время расширяется использование ГТД во многих отраслях народного хозяйства. В этом случае идут по пути конвертирования авиационных ГТД из числа выработавших ресурс либо специально проектируют двигатели для наземного (морского) применения. Многообразие функциональных областей применения авиадвигателей обусловило широкий диапазон их характеристик. Так, тяга двигателей варьируется от 300 Н до 500 кН, мощность – от 20 кВт до 15 МВт, внешний диаметр – от 0,3 до 3,0 м. Получение максимального технического эффекта системы двигатель – летательный аппарат возможно лишь при всестороннем учете взаимного влияния элементов силовой установки (СУ) и планера ЛА. Как показывает опыт эксплуатации, существенное влияние на параметры СУ 13 оказывают сопрягаемые с конструкцией планера воздухозаборник (ВЗ) и выходное устройство (ВУ) двигателя. Обычно входное устройство конструктивно включается в компоновку ЛА, и поэтому при проектировании двигателя детальная проработка его элементов не производится. Однако в целях обеспечения оптимальной организации рабочего процесса ВЗ необходимо рассматривать совместно с двигателем как устройство, обеспечивающее минимальные потери давления на входе при заданном расходе воздуха. Чтобы снизить потери давления и предотвратить неустойчивость режимов работы двигателя, воздухозаборники для сверхзвуковых самолетов делают с регулируемой геометрией. Широкое распространение получают воздухозаборники бокового типа. Они имеют меньшую длину воздухоподводящих каналов и менее чувствительны к изменению угла атаки и скольжению самолета. Опыт показывает, что проектирование ГТД с учетом эксплуатационных возможностей воздухозаборника позволяет практически полностью исключить потери тяги, связанные с неравномерностью потока воздуха, поступающего на вход в компрессор. В свою очередь, проектирование выходного устройства должно быть тесно увязано с выбранным типом воздухозаборника. Это условие диктуется, по крайней мере, тремя обстоятельствами. Во-первых, характеристики расхода воздуха должны быть согласованы со всеми элементами проточной части, в том числе и с характеристиками выходного устройства; во-вторых, конструкция ВУ должна удачно компоноваться с кормовой частью ЛА и, наконец, выходное устройство для повышения маневренности самолета может выполнять функции, связанные с девиацией вектора тяги в полете или ее полным реверсированием. Все эти факторы заставляют рассматривать предполагаемую конструкцию выходного устройства в комплексе с особенностями двигателя, выбранной схемой его управления и назначением объекта. Наметилась тенденция перехода от традиционной круглой формы ВУ к плоскому двумерному соплу, которое имеет ряд важных преимуществ по сравнению с осесимметричным соплом. Плоское сопло более рационально соединяется с обводами фюзеляжа, позволяет свести до минимума интенсивность инфракрасного излучения струи выхлопных газов и тем самым уменьшить опасность поражения самолета ракетами с тепловыми головками самонаведения, а также обеспечить более гибкое варьирование тяги двигателя по величине и направлению. Предполагается, что в перспективе автоматическое регулирование двигателя и его элементов будет осуществляться бортовыми ЭВМ в соответствии с заданной программой регулирования силовой установки, скорректированной с управлением полета самолета по выбранной траектории, т. е. все системы регулирования двигателя будут органически связаны с системами управления самолетом. 14 Комплексный, системный подход необходим и при разработке отдельных элементов двигателя. Так, эффективность газогенератора зависит от степени согласованности параметров узлов турбины и компрессора, формы и конструкции проточной части двигателя. В свою очередь, эффективность, например, компрессора определяется характером обтекания его лопаток потоком воздуха, обеспечивающего максимальный КПД и достаточную устойчивость на всех эксплуатационных режимах. Таким образом, эффективность узлов оценивается по показателям всего двигателя в системе ЛА, а эффективность и целесообразность конструкции деталей, входящих в отдельные узлы, – по функциональным показателям этих узлов в системе двигателя. Максимально полный учет всех сторон взаимосвязи и взаимовлияния различных факторов в процессе создания нового двигателя и предусматривается методологией системного подхода при его проектировании. 1.2. Типы, основные параметры и области применения ВРД Упорядочению рассмотрения конструктивных компоновок двигателей способствуют различные классификации, в основу которых могут быть положены наиболее характерные конструктивные признаки, например: тип компрессора, камеры сгорания или турбины, число роторов, способ получения тяги и т. п. Все эти признаки присутствуют в схеме двигателя. Современные реактивные двигатели разделяются на два основных класса: воздушно-реактивные (ВРД) и ракетные (РД) двигатели. В свою очередь, каждый из этих классов подразделяется на отдельные типы (рис. 1.2). Рис. 1.2. Классификация авиационных двигателей 15 Наиболее целесообразной на первоначальном этапе создания двигателя является классификация по конструктивно-компоновочной схеме с выделением типов двигателей, которые имеют характерные конструктивные отличия. Конструктивной компоновкой двигателя называется взаимно увязанное расположение его составных частей, оптимально удовлетворяющее предъявляемым требованиям. Характеризует компоновку двигателя конструктивно-компоновочная схема (ККС) – упрощенный чертеж, определяющий тип двигателя, взаимное расположение и силовое взаимодействие основных узлов и деталей двигателя. ККС непосредственно связана с конструированием, выполнением чертежей деталей и их соединений, составляющих конструктивную схему двигателя. Разработка новых схем делает процесс проектирования двигателя самостоятельным, логически замкнутым и не зависящим от чужих решений. Но справедливо и обратное: отсутствие этапа проектирования ККС приводит конструктора к необходимости использования прототипов и аналогов уже готовых двигателей, что снижает возможность создания оригинальных конкурентоспособных изделий. Целесообразно выделить следующие типы конструктивнокомпоновочных схем ГТД: – турбореактивные двигатели (ТРД) и турбореактивные двигатели с форсажной камерой (ТРДФ); – двухконтурные турбореактивные двигатели (ТРДД) и двухконтурные турбореактивные двигатели с форсажной камерой (ТРДДФ); – турбовинтовые (ТВД) и турбовинтовентиляторные двигатели (ТВВД); – вертолетные (турбовальные) ГТД со свободной турбиной (ТВаД); – ГТД для самолетов вертикального (СВВП) и укороченного (СУВП) взлета и посадки; – ГТД вспомогательных силовых установок (ВСУ) летательного аппарата. Каждый из перечисленных типов двигателей имеет свою область наивыгоднейшего применения. На рис. 1.3 показаны примерные диапазоны высот и скоростей применения летательных аппаратов, которые обеспечиваются двигателями различных типов. Двигатели разных конструктивно-компоновочных схем имеют не только различные области применения, но и ряд существенных конструктивных особенностей, присущих двигателям именно данного типа. Турбореактивные двигатели (ТРД) широко применяются на всех типах самолетов и беспилотных летательных аппаратах, обеспечивая достижение скоростей полета, соответствующих числу М П = 1,35...1,40 на высотах 12...14 км. При применении средств форсирования тяги (ТРДФ) 16 они способны обеспечить самолетам большие сверхзвуковые скорости полета, соответствующие М П = 2,5...3,5 на высотах 22...25 км. Рис. 1.3. Области применения ВРД различных схем Ориентировочные значения абсолютных и удельных параметров ТРД и ТРДФ приведены в табл. 1.1. Таблица 1.1 Основные параметры ТРД и ТРДФ Параметры Малоразмерные ТРД Тяга Р/Р ф, кН 0,5...50 Удельная тяга Р уд /Р уд. ф , кН·с /кг Удельный расход топлива С уд /С уд. ф , кг/(Н·ч) Удельная масса двигателя γ уд /γ уд. ф , кг/Н 0,5...0,6 0,10...0,13 0,01...0,05 Класс двигателя ТРД и ТРДФ Средней Большой тяги тяги 50... 100 70... 150 0,7...0,8 1,1...1,2 0.08...0.10 0,20...0,22 0,020...0,025 0,015...0,020 100...250 150...300 0,8...0,9 0,9...1,0 0,09...0,10 0,17...0,19 0,025...0,035 0,020...0,022 Конструктивные компоновки турбореактивных двигателей сопоставляют между собой по типу компрессора, камеры сгорания, выходного устройства, способу форсирования тяги двигателя, числу роторов и другим существенным конструктивным признакам. На рис. 1.4 показана конструктивно-компоновочная схема ТРД с центробежным компрессором. Двигатель такой схемы устанавливался на самолетах МиГ-15, МиГ-17, Ил-28 (ВК-1, РД-45, РД-500). 17 Рис. 1.4. Конструктивно-компоновочная схема ТРД с центробежным компрессором: 1 – блок агрегатов; 2 – компрессор; 3 – камера сгорания; 4 – турбина; 5 – реактивное сопло Для увеличения расхода воздуха центробежный компрессор этого двигателя имеет двухсторонний вход. Воздух подводится радиально по двум входным патрубкам, в которых установлены неподвижные направляющие аппараты. Из компрессора сжатый воздух подается к камерам сгорания по выходным патрубкам, в которых установлены лопатки диффузора и спрямляющего аппарата. Трубчатые индивидуальные камеры сгорания расположены вокруг корпуса двигателя. Количество камер может быть от 6 до 16. Все они на выходе объединены общим газосборником, из которого газ подается на турбину. Турбина двигателя ВК-1 одноступенчатая, осевая, реактивная. Газ из турбины поступает в суживающееся дозвуковое нерегулируемое реактивное сопло. Ротор двигателя – трехопорный. Модификация двигателя ВК-1Ф имела дополнительную форсажную камеру за турбиной и регулируемое сопло. Простота конструкции, ее высокая надежность и живучесть позволили двигателю ВК-1 длительное время находиться в эксплуатации. В настоящее время двигатель аналогичной схемы Walter М-701 используется на учебно-боевом самолете L-29. На рис. 1.5 представлена схема одновального ТРДФ для больших сверхзвуковых скоростей полета. Такая схема обладает рядом конструктивных особенностей. Осевой компрессор потребляет невысокую мощность, получаемую от одноступенчатой турбины. За турбиной установлена 18 форсажная камера, включающая в себя диффузор со стабилизаторами пламени и топливные коллекторы. Рис. 1.5. Конструктивно-компоновочная схема одновального ТРДФ: 1 – компрессор; 2 – камера сгорания; 3 – турбина; 4 – форсажная камера; 5 – регулируемое реактивное сопло При больших степенях повышения давления воздуха в компрессоре однороторный ТРД (ТРДФ) требует достаточно сложной механизации компрессора на нерасчетных режимах работы. Конструктивная компоновка одновального ТРДФ АЛ-21Ф-3 для самолета Су-24 с развитой механизацией пяти первых и пяти последних ступеней компрессора изображена на рис. 1.6. Рис. 1.6. Конструктивно-компоновочная схема одновального ТРДФ с развитой механизацией компрессора: 1 – компрессор; 2 – камера сгорания; 3 – турбина; 4 – форсажная камера; 5 – регулируемое реактивное сопло Для обеспечения устойчивой работы высоконапорных компрессоров наряду с развитой механизацией применяют двигатели двухроторных схем (рис. 1.7), например двухвальные ТРД Р95Ш и Р-195 для самолетов Су-25. Такой двигатель имеет роторы низкого (РНД) и высокого (РВД) давления, механически не связанные между собой и вращающиеся каждый со своими оптимальными частотами вращения. Роторы компрессоров высокого и низкого давления приводятся во вращение своими турби19 нами. Вал РНД проходит внутри полого вала РВД, поэтому схема двигателя получается значительно сложнее, чем в предыдущих конструкциях. Рис. 1.7. Конструктивно-компоновочная схема двухвального ТРД: 1 – компрессор низкого давления; 2 – компрессор высокого давления; 3 – камера сгорания; 4 – турбина высокого давления; 5 – турбина низкого давления; 6 – реактивное сопло В последние годы все более широкое применение на самолетах военной и гражданской авиации находят двухконтурные турбореактивные двигатели (ТРДД и ТРДДФ). В двухконтурном двигателе воздух, выходящий из воздухозаборника, сжимается в первой (передней) части компрессора, называемой вентилятором, а затем разделяется на два потока. Внутренний поток подвергается сжатию в задней части компрессора, а затем поступает в камеру сгорания, где подогревается. В ТРДД дополнительная масса воздуха, поступающая из вентилятора во внешний контур, расширяясь в кольцевом сопле, создает дополнительную тягу, что увеличивает тягу двигателя. Отношение расхода воздуха, проходящего через внешний контур, к расходу воздуха, проходящего через внутренний, получило название степени двухконтурности m. Двухконтурные двигатели имеют перед одноконтурными ТРД преимущество в экономичности в области дозвуковых скоростей полета (М П = 0,7...0,9) и более низкий уровень шума. Экономичность ТРДД улучшается при увеличении степени двухконтурности, которая в выполненных конструкциях двигателей для дозвуковых транспортных и пассажирских самолетов достигает m = 6...8. В двухконтурных форсированных двигателях минимум удельного расхода топлива реализуется при относительно невысокой степени двухконтурности, составляющей m = 0,3...2,1. Такие двигатели при высокой степени форсирования обеспечивают большие сверхзвуковые скорости полета самолетов, достигающие М П = 2,2...3,2 при приемлемой экономичности. По этим причинам ТРДДФ стали в настоящее время основным типом двигателей сверхзвуковых самолетов различных родов авиации. 20 Сравнительно недорогие малоразмерные ТРДД с небольшой степенью двухконтурности используются в силовых установках учебнотренировочных и беспилотных летательных аппаратов. Ориентировочные значения абсолютных и удельных параметров ТРДД и ТРДДФ приведены в табл. 1.2. Таблица 1.2 Основные параметры ТРДД и ТРДДФ Параметры Класс двигателя ТРДД и ТРДДФ Малоразмерные Средней Большой ТРДД тяги тяги Тяга Р/Р ф, кН 3...50 Удельная тяга Р уд /Р уд. ф , кН·с /кг Удельный расход топлива С уд /С уд. ф , кг/(Н·ч) Удельная масса двигателя γ уд /γ уд. ф , кг/Н 0,4...0,5 0,05...0,07 0,02...0,03 50...100 60... 150 0,3...0,5 0,7...0,8 0,05...0,07 0,13...0,22 0,015...0,025 0,012...0,014 100...250 150...300 0,4...0,6 0,80...0,85 0,05...0,06 0,22...0,24 0,015...0,025 0,012...0,016 По характерным признакам различают такие конструктивные компоновки ТРДД: – по числу роторов – одно-, двух- и трехроторные; – по расположению вентилятора – с передним или задним расположением; – по способу выпуска воздуха и газа из контуров – со смешением потоков и без смешения; – по способу форсирования тяги двигателя – с сжиганием дополнительного топлива после камеры смешения и во втором контуре. Типичная конструктивно-компоновочная схема ТРДД с небольшой степенью двухконтурности без смешения потоков первого и второго контуров АИ-25 для самолета Як-40 показана на рис. 1.8. Рис. 1.8. Конструктивно-компоновочная схема двухроторного ТРДД: 1 – вентилятор; 2 – компрессор высокого давления; 3 – камера сгорания; 4 – турбина высокого давления; 5 – турбина низкого давления; 6 – сопло наружного контура; 7 – сопло внутреннего контура 21 Двигатель выполнен по двухроторной схеме и имеет роторы низкого и высокого давления, вращающиеся с различными окружными скоростями и приводимые во вращение своими турбинами. Вал РНД проходит внутри вала РВД. Воздух из второго контура и горячий газ из первого контура поступают в реактивные сопла, расположенные за турбиной. В модификации АИ-25ТЛ для учебно-боевого самолета L-39 воздух из внешнего контура и горячий газ из внутреннего контура смешиваются за турбиной. После смешения газ выходит через общее нерегулируемое реактивное сопло. На рис. 1.9 изображена конструктивно-компоновочная схема трехроторного ТРДД с большой степенью двухконтурности (двигатель Д-18Т для самолетов «Руслан» и «Мрія»). Рис. 1.9. Конструктивно-компоновочная схема трехроторного ТРДД: 1 – вентилятор; 2 – компрессор среднего давления; 3 – разделительный корпус компрессора; 4 – реверсивное устройство; 5 – компрессор высокого давления; 6 – камера сгорания; 7 – турбина высокого давления; 8 – турбина среднего давления; 9 – турбина вентилятора; 10 – реактивное сопло Одноступенчатый вентилятор приводится во вращение четырехступенчатой турбиной. Воздух после вентилятора поступает в наружный и внутренний контуры. КНД и КВД приводятся во вращение своими одноступенчатыми турбинами. Смешение потоков отсутствует, воздух из наружного контура и газ из внутреннего контура отводятся через нерегулируемые суживающиеся сопла. Каждый ротор двигателя установлен на двух подшипниках. В конструкции опор применены упругие и демпфирующие устройства для исключения опасных изгибных колебаний роторов при работе двигателя. На рис. 1.10 показана конструктивно-компоновочная схема ТРДДФ с малой степенью двухконтурности, устанавливаемого на сверхзвуковом самолете завоевания превосходства в воздухе. Двигатель выполнен по схеме со смешением потоков, форсажная камера расположена за камерой 22 смешения. Для обеспечения полного расширения газа с минимальными потерями на двигателе установлено регулируемое всережимное реактивное сопло. Рис. 1.10. Конструктивно-компоновочная схема двухроторного ТРДДФ с малой степенью двухконтурности: 1 – компрессор низкого давления; 2 – разделительный корпус компрессора; 3 – наружный контур; 4 – компрессор высокого давления; 5 – камера сгорания; 6 – турбина высокого давления; 7 – турбина низкого давления; 8 – осевой смеситель; 9 – форсажная камера сгорания; 10 – рерулируемое реактивное сопло Турбовинтовые двигатели – это такие тепловые машины, в которых большая часть полезной тепловой энергии преобразуется в турбине в механическую работу и отводится на привод самолетного винта. Турбовинтовые двигатели имеют в качестве движителя воздушные винты, сохраняющие достаточно высокие значения КПД только до скоростей полета, соответствующих М П = 0,70...0,85. При таких невысоких скоростях полета они более экономичны, чем ГТД других типов. Высота полета самолета с ТВД не превышает 10...11 км. ТВД широко применяются на транспортных самолетах, дальних стратегических бомбардировщиках и ракетоносцах, самолетах противолодочной обороны, пассажирских самолетах. Для всех этих самолетов одними из наиболее важных технических показателей являются большая величина полезного груза и большие дальность и продолжительность полета. Находят применение ТВД мощностью от 250...750 кВт до 7,5...11,0 МВт в одном двигателе в зависимости от целевого назначения двигателя. Удельная мощность современных ТВД достигает 300...400 кВт·с/кг, удельный расход топлива – 0,22...0,25 кг/(кВт·ч), удельная масса без учета массы воздушного винта составляет 0,20...0,35 кг/кВт. Наличие воздушного винта, втулки для изменения шага винта и редуктора существенно усложняет конструкцию, систему автоматики и эксплуатацию двигателя. Конструктивные компоновки ТВД сопоставляют по следующим наиболее существенным признакам: числу роторов двигателя, расположению редуктора и винта, числу воздушных винтов. 23 Простейшей конструктивной компоновкой является компоновка однороторного одновинтового ТВД с соосным встроенным редуктором. На рис. 1.11 представлена конструктивно-компоновочная схема ТВД АИ-24 для самолета Ан-26). Рис. 1.11. Конструктивно-компоновочная схема ТВД однороторной схемы: 1 – планетарный редуктор; 2 – коробка приводов агрегатов; 3 – осевой компрессор; 4 – камера сгорания; 5 – турбина Достоинство однороторной схемы – ее относительная простота, недостаток – «негибкость» регулирования двигателя, заключающаяся в том, что при изменении внешних условий или режима работы двигателя потребные законы регулирования турбокомпрессора и воздушного винта существенно различны и в данной схеме не могут быть оптимизированы в полной мере. Схема ТВД с одним воздушным винтом обычно применяется для мощностей 3 500..5 000 кВт, так как при более высоких значениях мощности воздушный винт получается громоздким и имеет низкий КПД. При более высоких мощностях (до 11 000 кВт) используется схема с двумя соосными воздушными винтами. Пример конструктивной компоновки такого двигателя НК-12 для самолетов Ту-95 и Ан-22 «Антей» показан на рис. 1.12. Рис. 1.12. Конструктивно-компоновочная схема ТВД однороторной схемы для привода двух винтов: 1 – спаренные винты с противоположным вращением; 2 – редуктор; 3 – входной воздушный канал; 4 – компрессор; 5 – камера сгорания; 6 – турбина; 7 – подшипники ротора двигателя 24 Воздушные винты вращаются в противоположных направлениях, благодаря чему уравновешиваются гироскопические моменты, возникающие при эволюциях самолета, улучшаются условия обдува воздухом мотогондолы. Компрессор в этих схемах приводится во вращение непосредственно от многоступенчатой турбины, а винт (винты) – через редуктор. Установка редуктора в передней части соосно с двигателем загромождает вход в компрессор, увеличивает габариты входного устройства. Для упрощения регулирования двигателя и снижения массы редуктора в последнее время стали широко применяться ТВД со свободной турбиной. На рис. 1.13 представлена схема ТВД ТВ3-117-ВМА-СБМ1. В такой схеме компрессор, камера сгорания и турбина являются газогенератором, который подает горячий газ на турбину, приводящую во вращение винт через редуктор. Схема проста в доводке, позволяет использовать низкооборотную свободную турбину, что снижает передаточное отношение и массу редуктора. Такая схема достаточно просто поддается модификации. При модульной конструкции упрощается ремонт двигателя. Рис. 1.13. Конструктивно-компоновочная схема ТВД со свободной турбиной: 1 – главный редуктор; 2 – валопровод; 3 – компрессор; 4 – камера сгорания; 5 – турбина компрессора; 6 – турбина винта; 7 – выходное устройство; 8 – задний редуктор Так как основная тяга в ТВД создается винтом и на долю реактивной составляющей тяги приходится не более 12…15 %, в качестве выходного устройства в ТВД используется нерегулируемое суживающееся сопло. Турбовинтовентиляторный двигатель (ТВВД) является своеобразным гибридом ТРДД с большой степенью двухконтурности и ТВД. На рис. 1.14 показана конструктивная схема двигателя НК-93 мощностью 25 МВт, степень двухконтурности которого равна 16. От ТВД он отличает25 ся прежде всего тем, что лопасти винта по диаметру обрезаны и окружены капотом. При этом количество лопастей по сравнению с винтом увеличено более чем вдвое. Рис. 1.14. Схема ТВВД НК-93 От ТРДД со встроенным редуктором ТВВД главным образом отличается наличием системы управления положением лопастей винтовентилятора, которые являются поворотными. В конструкции двигателя НК-93 два ряда лопастей. Их приводит во вращение отдельная силовая турбина, вал которой соединен с ротором редуктора. Дифференциальный редуктор имеет два выходных вала, вращающихся в противоположных направлениях. Следует отметить, что в ТВВД винтовентилятор не обязательно должен быть закрыт капотом. Так, на рис. 1.15 изображен внешний вид двигателя Д-27, разработанного ЗМКБ «Прогресс». Этот ТВВД выполнен с открытым винтовентилятором. Рис. 1.15. Внешний вид ТВВД Д-27 26 Турбовальные двигатели (ТВаД) – ГТД, устанавливаемые на вертолетах, работают в относительно небольшом диапазоне скоростей и высот полета (скорости не превышают, как правило, 250…400 км/ч, высоты – не более 5000…6000 м). Ориентировочные значения технических параметров вертолетных ГТД следующие: мощность – 200…8 500 кВт, удельная масса – 0,11…0,55 кг/кВт, удельный расход топлива – 0,22…0,40 кг/(кВт·ч). По условиям повышения безопасности полета в силовых установках вертолетов преимущественное применение получили схемы с двумя ГТД, работающими на один общий редуктор. Конструкция трансмиссии обеспечивает возможность работы силовой установки от одного двигателя даже при полном выключении другого двигателя. Отличительной особенностью конструктивных компоновок вертолетных ГТД является наличие свободной турбины, не связанной механически с турбокомпрессором двигателя (рис. 1.16 – ТВаД ТВ3-117В для вертолетов Ми-8МТ, Ми-24, Ка-27 и др., рис. 1.17 – Д-136 для вертолета Ми-26). Двигатель выполняется по двух- или трехвальной схеме. Турбокомпрессорная часть включает в себя компрессор (компрессоры низкого и высокого давления), камеру сгорания и турбину компрессора (турбины высокого и низкого давления). Независимый ротор – свободная турбина с выходным валом. Рис. 1.16. Конструктивно-компоновочная схема турбовального двигателя с однокаскадным компрессором: 1 – коробка приводов агрегатов; 2 – компрессор; 3 – камера сгорания; 4 – турбина компрессора; 5 – свободная турбина; 6 – выхлопной патрубок; 7 – выходной вал 27 Рис. 1.17. Конструктивно-компоновочная схема турбовального двигателя с двухкаскадным компрессором: 1 – компрессор низкого давления; 2 – приводы агрегатов; 3 – компрессор высокого давления; 4 – камера сгорания; 5 – турбина высокого давления; 6 – турбина низкого давления; 7 – свободная турбина; 8 – выхлопной патрубок; 9 – выходной вал Выходное устройство вертолетного ГТД выполняется в виде расширяющегося патрубка, отводящего газ из-за свободной турбины за борт вертолета с поворотом потока. На рис. 1.18 представлена схема ТВаД ГТД-350 небольшой мощности с осецентробежным компрессором и индивидуальной камерой сгорания, устанавливаемого на вертолет Ми-2. Рис. 1.18. Конструктивно-компоновочная схема турбовального двигателя с осецентробежным компрессором: 1 – осецентробежный компрессор; 2 – промежуточный редуктор; 3 – выхлопной патрубок; 4 – свободная турбина; 5 – турбина компрессора; 6 – камера сгорания Отличительная особенность конструктивной компоновки этого двигателя – во взаимном расположении компрессора, камеры сгорания, турби28 ны компрессора и свободной турбины. Воздух из-за компрессора подводится по внешним выносным патрубкам к индивидуальной противоточной камере сгорания, расположенной в конце двигателя, газ подается к турбине компрессора, а затем – к свободной турбине, расположенной после редуктора. Вал турбины компрессора проходит внутри вала свободной турбины. Отвод газа из двигателя осуществляется с поворотом потока через выхлопные патрубки, расположенные между свободной турбиной и редуктором. На рис. 1.19 изображена схема вертолетного двигателя с центробежным компрессором и петлевой камерой сгорания. Рис. 1.19. Конструктивно-компоновочная схема турбовального двигателя с центробежным компрессором ГТД для самолетов вертикального взлета и посадки. Самолеты, способные вертикально взлетать и садиться (СВВП), имеют значительные эксплуатационные преимущества. Такие самолеты широко применяются в палубной авиации. Разрабатываются и существуют в настоящий момент самолеты с частичным использованием взлетно-посадочных преимуществ СВВП. Это, например, самолеты с коротким взлетом при полной нагрузке и вертикальной посадкой, с укороченной взлетно-посадочной дистанцией и др. Для обеспечения вертикального взлета самолета вертикального взлета и посадки, его необходимого ускорения и маневрирования по вертикали, подъемная сила двигателя должна быть на 15…20 % больше взлетного веса самолета. Это условие можно реализовать применением на СВВП подъемно-маршевых двигателей с изменяемым направлением вектора тяги либо специальных подъемных двигателей, создающих при взлете вертикальную тягу. 29 Подъемно-маршевые двигатели создают вертикальную и горизонтальную тягу с помощью поворотных сопел. В качестве подъемномаршевого двигателя можно использовать ТРД, ТРДД, ТРДФ, ТРДДФ. Конструктивно-компоновочная схема подъемно-маршевого ТРДД «Пегас» самолета вертикального взлета-посадки «Харриер» показана на рис. 1.20. Двигатель оснащен четырьмя поворотными соплами. К передней паре сопел подводится воздух из-за вентилятора, к задней паре подается газ из-за турбины. Рис. 1.20. Конструктивно-компоновочная схема подъемно-маршевого ТРДД Подъемные двигатели, создающие при взлете самолета только вертикальную тягу, представляют собой ТРД или ТРДД, вертикально установленные в фюзеляже или крыльях самолета. Их конструктивнокомпоновочные схемы весьма разнообразны. Подъемные двигатели работают кратковременно, только при взлете и посадке СВВП, в течение всего полета они выключены и являются фактически балластом на самолете. Поэтому к их конструктивной компоновке предъявляются специфические требования. Подъемные двигатели выполняют с небольшим числом ступеней компрессора, укороченными камерой сгорания и реактивным соплом, с двухопорными роторами, упрощенными системами смазки и топливопитания. Надежный запуск двигателя обеспечивается без применения стартера, подачей горячего воздуха или газа непосредственно на турбину подъемного двигателя. В конструкции двигателя допускается применение элементов и деталей с пониженными запасами прочности, изготовленных из легких материалов (стеклопластиков, титановых сплавов, композитных материалов). В качестве подъемных двигателей могут быть использованы одновальные или двухвальные ТРД, а также ТРДД с передним или задним расположением вентилятора (рис. 1.21). 30 а б в г Рис. 1.21. Конструктивно-компоновочные схемы подъемных ГТД: а – одновальный ТРД; б – двухвальный ТРД; в – ТРДД с передним расположением вентилятора; г – ТРДД с задним расположением вентилятора Ориентировочные параметры подъемных ГТД приведены в табл. 1.3. Таблица 1.3 Основные параметры подъемных ГТД Параметры Подъемные ГТД ТРД ТРДД Тяга Р, кН Температура газов перед турбиной Т* Г , К Степень двухконтурности m Удельная тяга Р уд , кН·с/кг Уддельный расход топлива, кг/(Н·ч) Удельная масса, кг/Н 10…50 1 400…1 600 10…50 1 400…1 600 – 0,80…0,95 0,110…0,125 0,004…0,010 4…12 0,18…0,35 0,04…0,06 0,006…0,012 В настоящее время в авиации получили широкое распространение вспомогательные силовые установки (ВСУ), разрабатываемые на базе малоразмерных ГТД. Они служат не для создания тяги, а в качестве бортовых источников механической работы, электропитания, сжатого подогретого воздуха и т. п. К таким ВСУ относятся газотурбинные стартеры пусковых систем основных двигателей, электрические турбогенераторные установки для питания электроэнергией электрических стартеров при запуске основных двигателей, бортовой сети постоянным и переменным током при проверках бортовых систем и подготовке летательного аппарата к полетам, генераторы сжатого воздуха для питания воздушных турбостартеров, кондиционирования, подогрева основных двигателей перед запуском в холодное время года. Особенностями ВСУ являются простота конструкции и обслуживания, малая масса по сравнению с другими типами ГТД. Из-за кратковременности работы ВСУ к их экономичности, как правило, высокие требования не предъявляются. 31 В конструкции ВСУ широкое применение нашли центробежные и диагональные компрессоры, кольцевые камеры сгорания, осевые и радиальные центростремительные турбины, упрощенные системы смазки, запуска и топливопитания. Применение таких узлов и систем обеспечивает удобство компоновки двигателя, минимальные габариты и массу конструкции, надежность работы и удобство эксплуатации при удовлетворительных параметрах рабочего процесса. На рис. 1.22 приведена конструктивно-компоновочная схема вспомогательной силовой установки ТА-8В с центробежным компрессором и радиальной центростремительной турбиной, служащей в качестве источника электропитания и генератора сжатого подогретого воздуха для вертолета Ми-26. Рис. 1.22. Конструктивно-компоновочная схема вспомогательной силовой установки ТА-8В: 1 – электрический генератор; 2 – датчик тахометра; 3 – центробежный компрессор; 4 – центростремительная турбина; 5 – петлевая камера сгорания; 6 – выхлопная труба; 7 – трубопровод отбора воздуха; 8 – топливный насос-регулятор 1.3. Общие технические требования, предъявляемые к авиационным двигателям Технические требования, предъявляемые к авиационным двигателям, включают в себя общие технические требования, обобщающие опыт применения различных типов ГТД, и технические требования к данному разрабатываемому двигателю с учетом установки на конкретный летательный аппарат. При составлении технических требований учитывается назначение и условия эксплуатации двигателя на летательном аппарате. Количественные показатели основных данных в совокупности должны обеспечивать приоритетность комплекса летательный аппарат – двигатель по отношению к лучшим известным и создаваемым образцам. Необходимость выполнения требований, предъявляемых к авиационным двигателям, сказывается на особенностях его конструкции. 32 Требования, предъявляемые к авиационному двигателю, можно условно разделить на три группы: – требования высокой технической эффективности (выбор типа силовой установки, число двигателей, экономичность, массовые и геометрические характеристики, надежность, ресурс); – производственно-технологические требования (простота и технологичность конструкции, малая стоимость производства, уровень технологических процессов производства); – эксплуатационно-ремонтные требования (высокая эксплуатационная и ремонтная технологичность, минимальные затраты материалов, труда, средств и времени на техническое обслуживание и ремонт двигателя). К числу важнейших технических требований к конкретному двигателю относится также уменьшение вредного воздействия на окружающую среду. Рассмотрим подробнее основные требования к авиационным двигателям. Надежность Требование надежности ГТД является одним из важнейших, так как от него зависит безопасность полетов и безотказность выполнения цели (назначения самолета). Уровень надежности представляет собой один из основных критериев качества двигателя. Надежность является комплексным свойством ГТД, в состав которого входят безотказность, долговечность, сохраняемость и ремонтопригодность двигателя. Уровень надежности двигателя характеризуется количественными показателями, определяемыми на основании статистических данных и расчетов, закладывается при проектировании двигателя, обеспечивается при его производстве и поддерживается в процессе эксплуатации. Пример. Боеготовность военных самолетов должна составлять не менее 95 %. Снижение безотказности 60 самолетов-штурмовиков ВВС Англии с 95 до 83 % потребовало дополнительного приобретения двенадцати самолетов и увеличения затрат на эксплуатацию в течение 10 лет на сумму, равную полутора стоимостям этих 60 штурмовиков. Пути обеспечения заданного уровня надежности двигателя: – удобный доступ к наиболее часто повреждаемым элементам; – применение средств бортового и наземного контроля, позволяющих не только оценить состояние двигателя, но и прогнозировать его надежность; – резервирование наиболее важных и наименее надежных элементов конструкции; – уменьшение количества соединений с резиновыми и другими уплотнениями; 33 – применение автоматических регуляторов, предохранительных и предельных устройств, исключающих эксплуатацию двигателя на опасных режимах; – использование в процессе производства прогрессивных технологий и методов неразрушающего контроля; – выявление в процессе эксплуатации наименее надежных элементов и проведение соответствующих профилактических работ; – тщательные испытания и доводка двигателя в целом. Габаритные размеры Требование к габаритным размерам двигателя связано с удобством его установки на самолете. Габаритный диаметр двигателя (наибольший наружный диаметр корпуса или фланца) является весьма важной характеристикой, так как влияет на размеры гондолы двигателя, а следовательно, на ее лобовое сопротивление и массу. Величина габаритного диаметра в значительной степени определяется расчетным диаметром на входе в компрессор и принятой формой проточной части двигателя. Все это определяется общей компоновкой двигателя и во многом зависит от конструктора. Малая длина двигателя также является важным показателем его качества, так как способствует уменьшению массы и объема двигателя и увеличению полезного объема на самолете при размещении двигателя. Реализация требования к габаритным размерам осуществляется путем разработки конструкции с учетом этого требования и выпуска согласованного с разработчиком самолета габаритного чертежа, на котором наряду с максимальным диаметром и длиной указаны, например, контуры расположения агрегатов, узлы крепления двигателя. Тяга двигателя Величина тяги двигателя должна быть достаточной для обеспечения необходимых условий полета при заданных климатических условиях. Более совершенным в конструктивном отношении будет тот двигатель, который имеет большую удельную тягу, т. е. развивает заданную тягу при минимальных массе, расходе топлива и воздуха. Масса двигателя Общая масса двигателя складывается из суммы масс отдельных узлов и деталей. Значения массы двигателя, его узлов и деталей входят в конструкторскую документацию и контролируются в процессе изготовления, сборки и отгрузки потребителю. Массой двигателя определяется полезная нагрузка самолета. Так, например, из практики известно, что каждый лишний 1 кг массы двигателя вызывает увеличение массы самолета примерно на 3 кг. Снижение массы двигателя, а следовательно, и удельной массы при заданной тяге достигается несколькими путями. Один из них – выбор ра34 циональной конструктивной схемы двигателя и его основных узлов. Другим путем снижения массы двигателя является повышение качества применяемых конструкционных материалов с большой удельной прочностью, характеризующей отношение предела прочности материала к его плотности. Широкое применение в двигателестроении нашли легкие алюминиевые и магниевые, а также титановые сплавы. И следующий путь – это рациональное уменьшение масс всех входящих в двигатель деталей и их элементов. Удельная масса Удельная масса проектируемого двигателя не должна превышать удельной массы лучших по статистическим данным двигателей аналогичного типа. По предварительной оценке удельная масса двигателей, конструктивно подобных, одинаковых по механической и термической напряженности, но отличающихся абсолютными размерами изменяется в зависимости от отношения диаметров их входов в степени от 2 до 3; их тяги пропорциональны квадрату диаметров, следовательно, при уменьшении размеров двигателя его удельная масса будет иметь тенденцию к снижению. Однако это справедливо до известного предела, когда пропорциональное уменьшение размеров и массы всех деталей и агрегатов становится невозможным. Удельный расход топлива Требование к удельному расходу топлива имеет не менее важное значение, так как определяет экономичность двигателя и соответственно основные характеристики летательного аппарата по дальности и продолжительности полета. Конкретные величины удельного расхода топлива задаются разработчиком летательного аппарата в зависимости от его назначения и предполагаемых характеристик. Реализация этого требования заключается в соответствующем выборе параметров рабочего процесса и конструктивных мерах повышения КПД узлов двигателя путем снижения газодинамических и тепловых потерь по всему тракту двигателя. Необходимо отметить, что при снижении удельного расхода топлива, связанном с повышением параметров рабочего процесса и усложнением конструкции двигателя, его удельная масса увеличивается. Масса двигателя, топлива и топливных баков определяет массу силовой установки и летательного аппарата, поэтому требования в отношении удельного расхода топлива разработчик летательного аппарата конкретизирует на основании проводимой оптимизации общей компоновки летательного аппарата совместно с разработчиком двигателя. Удельная тяга Требование к удельной тяге при заданной величине тяги означает для конструктора определение габаритных размеров двигателя в зависи35 мости от расхода проходящего через него воздуха. Расход воздуха влияет не только на размеры и массу двигателя, но и на размеры воздухозаборника и массу силовой установки летательного аппарата. Чем больше удельная тяга, тем меньшим может быть расход воздуха, а значит, масса и размеры двигателя и конструкций силовой установки. Производственная технологичность Требование к производственной технологичности двигателя – это снижение его стоимости путем снижения трудозатрат на изготовление, сборку и испытания. Применение ручного труда по возможности должно быть исключено. Это требование, очень важное само по себе, приобретает особенно большое значение при продолжительном массовом производстве. Требование технологичности конкретизируется применительно к заданному ГТД величиной допустимой трудоемкости его изготовления в человеко-часах и темпом снижения трудоемкости в процессе последующего серийного производства. Пути реализации этого требования начинаются с конструирования двигателя и предполагают постоянное совместное творческое сотрудничество конструкторов и технологов. Конструкция двигателя должна быть по возможности простой, ориентированной на применение прогрессивных методов при изготовлении его деталей. Механическая обработка должна быть заменена более производительными технологическими процессами – штамповкой, точным литьем по выплавляемым моделям, вальцовкой, изготовлением деталей методами порошковой металлургии. При изготовлении заготовок механически обрабатываемых деталей, особенно получаемых от заводов-поставщиков, возможность применения прогрессивных методов зависит от конфигурации детали, спроектированной конструктором. Коэффициент использования материала (КИМ), представляющий собой отношение массы готовой детали к массе ее заготовки, является важным показателем технологичности ГТД. Значения КИМ устанавливаются для двигателей (с тенденцией повышения) и отражаются на чертежах деталей конкретной величиной коэффициента для нее. Стоимость разработки Стоимость разработки современного самолета и двигателя для него в настоящее время достигает гигантских величии. Например, по зарубежным данным, фактическая стоимость разработки сверхзвукового бомбардировщика В-1 США составила в 1974 г. 2,7 млрд дол., а стоимость серийного самолета в 1976 г. была 100 млн дол. Стоимость серийного сверхзвукового самолета F-15А составляла в 1982 г. 19,3 млн дол., а его разработки – около 1 млрд дол. Стоимость разработки двигателей составляет от 18 до 35 % общей стоимости разработки самолета. В абсо36 лютных цифрах разработка двигателей для самолетов обходится в 200...800 млн дол. На разработку новейшего самолета США F-35 Lightning II фирмой Lockheed Martin потрачено более 60 млрд дол. В настоящее время один самолет стоит 160 млн дол., стоимость серийного самолета планируют снизить до 100 млн дол. Стоимость двигателя F-135 фирмы Pratt & Whitney составляет 106 млн дол., в серийном производстве стоимость одного двигателя планируется снизить до 19,9 млн дол. Ресурс Под ресурсом двигателя понимают его наработку с установленными основными данными, при которой обеспечивается заданный уровень надежности. Ресурс двигателя задается при проектировании в зависимости от его назначения. Для короткоресурсных двигателей разового применения ресурс исчисляется несколькими часами, для двигателей пассажирских самолетов и вертолетов – тысячами часов. Иногда ресурс задают числом циклов (запуск – работа двигателя – останов). Ресурс подтверждается испытаниями. Увеличение ресурса обычно проводится поэтапно. Ресурс двигателя закладывается конструктором при расчете всех узлов и деталей на прочность. Он должен обеспечиваться всеми комплектующими агрегатами, включая валы, турбинные лопатки и диски, подшипники качения. Различают первоначально установленный гарантийный ресурс двигателя до первого ремонта, межремонтные (до второго ремонта и т. д.) ресурсы и назначенный ресурс на весь период эксплуатации, представляющий собой их сумму. Эксплуатационная технологичность Требование к эксплуатационной технологичности предусматривает минимальные трудозатраты в человеко-часах на обслуживание ГТД в эксплуатации начиная с монтажа на самолет, выполнение всех видов ремонтных и профилактических работ и съем с самолета. Для удовлетворения этого требования конструкцию двигателей создают с учетом контролепригодности для диагностики состояния и профилактических осмотров; особое внимание обращают на доступность для осмотра и ремонта лопаток компрессора и турбины. Это требование относится и к обеспечению удобства подхода к агрегатам двигателя при необходимости их замены или выполнения регулировки. Реализация этого требования начинается еще с проекта ГТД, отрабатывается на макетах двигателя и самолета, а также в процессе эксплуатации. Живучесть Требование живучести означает обеспечение способности двигателя продолжать работу в случае получения наиболее вероятных повреждений для обеспечения выполнения задания летательным аппаратом. Это 37 требование реализуется при проектировании двигателя путем возможной защиты наиболее уязвимых мест, например коммуникаций, а также созданием дублирующих систем (топливной, противопомпажной и т. п.). Уменьшение вредного воздействия на окружающую среду Требование к уменьшению вредного воздействия двигателя на окружающую среду относится главным образом к двигателям пассажирских самолетов и касается установления предельно допустимых норм на величину шума двигателя при взлете и посадке, выделение загрязняющих веществ (окиси углерода, различных углеводородных соединений, окислов азота), а также дымность выходящих газов. Требование реализуется путем специального проектирования узлов двигателя, разработки шумоглушащих узлов, бездымных камер сгорания и т. д. В настоящее время действуют международные нормы летной годности ИКАО, направленные на повышение безопасности полетов и уменьшение вредного их воздействия на окружающую среду. В соответствии с нормами каждый новый тип двигателя проходит проверочные испытания, в том числе на заброс камней, песка, птиц; конструкция корпусных деталей не должна пробиваться в случае повреждения и обрыва рабочих лопаток и т. п. 1.4. Роль прочностных расчетов, экспериментальных исследований и положений теории подобия при создании двигателя Процесс создания авиационного двигателя состоит из двух основных этапов: – проектирование двигателя; – изготовление двигателя и внедрение его в серийное производство. Конструктивной разработке ГТД предшествует решение ряда вопросов: – выбор ККС, являющейся основой реализации принятой газодинамической схемы двигателя с соблюдением условий прочности, виброустойчивости, надежности, удобства эксплуатации; – определение силовой схемы двигателя, уточнение способов передачи усилий (например, от ротора к корпусу), сочленение основных узлов, прочностные расчеты; – выбор схемы крепления двигателя к летательному аппарату, определение усилий, действующих в узлах крепления (величины этих усилий требуются по нормам АП-33 для сертификации двигателя и необходимы конструктору летательного аппарата); – удовлетворение основных тактико-технических требований к двигателю (техническое задание, НЛГ, АП-33, FAR-33); – реализация принципа модульности. 38 Одна из задач методологии проектирования ГТД – обеспечение минимальной стоимости жизненного цикла вновь разрабатываемого или модифицируемого двигателя. Одной из важнейших задач, решаемых конструктором при проектировании, является обеспечение равнопрочности элементов и узлов двигателя при заданном уровне надежности. В этом случае масса двигателя будет минимально возможной. Решению этой задачи и подчинены прочностные расчеты, цель которых состоит в определении оптимальных сечений деталей, соответствующих заданным нормам прочности. Задача расчета прочности может решаться в двух вариантах: – проектировочный расчет, при котором по выбранным конструкционным материалам, величинам запасов прочности и действующим нагрузкам определяются геометрические характеристики (площади рабочих сечений) детали; – проверочный расчет, в результате которого для детали заданной геометрии при известных нагрузках и выбранном конструкционном материале определяются действующие напряжения, запасы прочности и делается вывод о работоспособности детали, ее надежности и ресурсе (задача, обратная проектировочному расчету). Проверочный расчет выполняется обычно для деталей, геометрия которых уже определена предыдущими расчетами и не может варьироваться (например, для профилей рабочих лопаток компрессоров и турбин). Проектировочный расчет выполняется обычно для деталей, геометрия которых не обусловлена предыдущим расчетом и может варьироваться в некоторых пределах, определяемых, например, условиями сборки и соседства (для валов, дисков роторов и т. п.). Прочностные расчеты проводятся для режимов работы двигателя, являющихся для данного элемента наиболее неблагоприятными (например, для турбины – режим, соответствующий максимальной температуре газов и максимальной частоте вращения ротора, для компрессора – режим максимального расхода воздуха и т. д.). Следует отметить, что наиболее эффективные показатели двигателю любого назначения важно обеспечивать на режимах его основного применения (например, на крейсерском режиме полета пассажирского самолета). Именно для этих условий выбирают оптимальные основные параметры двигателя. Но зачастую основные режимы полета самолета не являются наиболее опасными с точки зрения прочности элементов двигателя. Поэтому при выполнении прочностных расчетов используют обычно несколько основных, наиболее тяжелых режимов, которые рассмотрим в разделе «Статическая прочность». Иногда из-за прочностных или функциональных ограничений двигателя приходится вводить и ограничения по условиям применения лета39 тельного аппарата с тем, чтобы, например, давление воздуха за компрессором не превысило предельного из условия прочности корпуса камеры сгорания. Такие ограничения могут быть необходимы по времени непрерывной работы двигателя на режиме, величине максимальной температуры газов перед турбиной, газовым нагрузкам, действующим на рабочие лопатки компрессора и турбины, предельной частоте вращения ротора и т. п. На рисунке 1.23 представлены диапазон высот и скоростей полета самолета и возможные ограничения, налагаемые двигателем на летнотехнические характеристики самолета. Рис. 1.23. Ограничения, налагаемые двигателем на характеристики самолета Ограничение по низкому давлению газов за турбиной возникает при малых скоростях полета самолета, когда давление воздуха повышается в воздухозаборнике из-за скоростного напора незначительно, следовательно, давление воздуха за компрессором и газов за турбиной будет также невысоким. Естественно, включение форсажа на таком режиме будет бессмысленным. Ограничение по скоростному напору связано с нагревом конструкции самолета и воздействием на нее больших газовых нагрузок. Воздух, поступающий в компрессор, также будет иметь высокую температуру. При торможении воздуха в воздухозаборнике и дальнейшем сжатии в компрессоре температура его дополнительно повысится и может превысить допустимый предел. Во время полета самолета на малой высоте и максимальной скорости при температуре окружающего воздуха –40 °С плотность воздуха и скоростной напор будут максимальными. Это режим максимального расхода воздуха через двигатель. Давление воздуха за компрессором двигателя также будет большим и может превысить ограничения по прочности корпуса камеры сгорания. На этом режиме также возрастает до недопустимой величины расход топлива при включении форсажа. 40 Запуск двигателя в полете осуществляется на режиме авторотации. Если выполнять такой запуск на большой высоте (при малой плотности воздуха), то, во-первых, ротор может не достичь необходимой для запуска частоты вращения, во-вторых, будет затруднен розжиг камеры сгорания из-за недостатка кислорода и малого диапазона устойчивости по коэффициенту избытка воздуха. При большой скорости полета самолета камеру сгорания также будет трудно разжечь из-за высокой скорости воздуха в ее фронтовом устройстве и срыва пламени. Поэтому запуск двигателя в воздухе выполняется на приборной скорости полета V пр = 550…650 км/ч и на высотах не более 8 км (до 10…11 км с кислородной подпиткой). На высотах менее 2 км запуск запрещен по условиям безопасности (у экипажа должен оставаться резерв высоты для покидания самолета при невозможности запуска двигателя). Для значительного числа деталей, узлов и элементов двигателя не представляется возможным точно учесть действующие силовые факторы, особенно при наличии вибрационных режимов, и, кроме того, формы деталей бывают настолько сложными, что выполнить прочностной расчет по точным аналитическим зависимостям невозможно. В этих случаях расчеты выполняют с использованием численных методов (методов конечных разностей, конечных элементов и др.). На помощь конструктору приходят также сравнительный расчет и эксперименты на модели и в натуре. При сравнительном расчете напряжения в деталях проектируемого двигателя сравнивают с напряжениями в аналогичных деталях двигателяпрототипа, хорошо зарекомендовавшего себя в эксплуатации. Большую помощь конструктору при проектировании двигателя оказывает теория подобия, позволяющая по известным данным двигателяпрототипа провести предварительную оценку параметров геометрически и газодинамически подобного двигателя. Для таких двигателей справедливы следующие соотношения: – отношение масс двигателей приблизительно пропорционально отношению кубов их диаметров; – отношение тяг приблизительно пропорционально отношению квадратов их диаметров; – центробежные силы элементов роторов подобных двигателей, в сходственных точках которых окружные скорости одинаковы, пропорцио2 2 нальны квадратам линейных размеров Р ц1 /Р ц2 = D к1 /D к2 , а напряжения в сходственных точках, следовательно, одинаковы; то же относится и к газовым силам и напряжениям от них. Особенное значение теория подобия приобретает в связи с внедрением принципа проектирования новых двигателей на базе хорошо отработанной турбокомпрессорной части (базового газогенератора). Началу проектирования двигателя предшествует выдача технического задания (ТЗ) на него разработчиком летательного аппарата. 41 ТЗ содержит следующую информацию: - назначение двигателя; - его основные технические характеристики; - важнейшие технические требования к двигателю и показатели его качества; - технико-экономические и специальные требования, связанные с ожидаемыми условиями эксплуатации разрабатываемого двигателя. Процесс проектирования двигателя включает в себя такие стадии: 1. Техническое предложение разработчика двигателя, представляющее собой совокупность конструкторских документов, содержащих техническое и технико-экономическое обоснование целесообразности создания нового двигателя. Его разрабатывают на основании проведенного анализа требований ТЗ, а также с учетом результатов предварительных расчетов и конструктивных проработок. 2. Эскизный проект – это более полная разработка выбранного варианта конструкции двигателя со всеми составными узлами, содержащая необходимые расчеты и выбор оптимальной конструкции узлов двигателя. 3. Технический проект выпускают после рассмотрения и утверждения эскизного проекта разработчиком ЛА. Это совокупность конструкторских документов, представляющих собой окончательные технические решения, служащие исходными данными для разработки и выпуска рабочей технической документации в полном объеме. 4. Выпуск рабочей документации – это заключительная стадия проектирования. Она проводится с учетом конкретной технологии изготовления и испытаний двигателя, его узлов и систем. В состав рабочей документации, перечень которой оговорен отраслевым стандартом, входят: - чертежи (установочные, узловые, детальные); - технические условия на изготовление двигателя, его узлов и деталей; - инструкции; - методики проведения испытаний; - химмотологическая карта применяемых горюче-смазочных материалов; - руководство по технической эксплуатации двигателя и т. д. Изготовление полноразмерного макета двигателя производят для выбора рационального размещения его агрегатов и коммуникаций. Совместно с заказчиком оценивают его согласование с макетом разрабатываемого ЛА. Процесс изготовления двигателя начинается с создания трехчетырех опытных экземпляров, которые проходят следующие основные испытания: – заводские (наземные и летные); 42 – несколько длительных стендовых испытаний по проверке прочности и надежности двигателя; – специальные испытания для подтверждения соответствия двигателя предъявляемым техническим требованиям; – испытания в термобарокамере; – летные испытания на летающей лаборатории; – летные испытания в составе летательного аппарата; – государственные (наземные и летные); – эксплуатационные. На основании положительных результатов государственных испытаний двигатель внедряется в серийное производство. Иногда для сокращения сроков отдельные этапы различных испытаний могут совмещаться. В серийное производство двигатель, предназначенный для пассажирской авиации, передают с начальным ресурсом не менее 500 ч. В целях установления (подтверждения) назначенного и межремонтных ресурсов и сроков службы двигатели проходят лидерные (ускоренные) испытания, при которых наработка лидерных двигателей опережает в 1,5–2 раза наработку двигателей, находящихся в серийной эксплуатации. Дальнейшее увеличение ресурса производят, исходя из результатов надежной эксплуатации лидерных двигателей. При этом при каждом повышении ресурса оформляют соответствующее решение, которое подлежит согласованию с центральным руководящим органом ведомства, с представителем заказчика и с НИИ гражданской авиации. Необходимым условием для повышения ресурса двигателя является и увеличение ресурса покупных изделий, входящих в его состав (агрегаты, имеющие недостаточный ресурс, подлежат замене на новые). Для подтверждения качества выполнения мероприятий на двигателях (модернизация, доработки по бюллетеням) двигатели могут подвергаться специальным испытаниям для подтверждения эффективности вводимых соответствующих мероприятий. Серийные двигатели проходят контрольно-сдаточные испытания. 1.5. Силы и моменты, действующие на узлы ГТД Основные силы, действующие на узлы ГТД при его работе, можно разделить на три группы: – усилия от действия газовых нагрузок; – инерционные силы, возникающие при вращении ротора, изменении скорости полета, эволюциях летательного аппарата; – температурные нагрузки, возникающие из-за неравномерного нагрева деталей, узлов и всего двигателя. 43 Часть этих сил замыкается внутри конструкции двигателя, другая часть передается соседним узлам и на конструкцию летательного аппарата через узлы крепления двигателя (например, сила тяги двигателя). Подробно причины возникновения сил и моментов различной природы, а также вызываемые ими напряжения в конструкции двигателя будут рассмотрены в соответствующих разделах настоящего курса. 1.5.1. Осевые газовые силы Тяга двигателя является равнодействующей осевых газовых сил, приложенных ко всем узлам двигателя. На рис. 1.24 показан пример величин и направлений осевых газовых сил, действующих в одновальном ТРД. Примем тягу Р двигателя за 100 %. Рис. 1.24. Осевые газовые силы, действующие на элементы конструкции ТРД 1.5.2. Инерционные силы и моменты в ГТД Инерционные силы и моменты возникают в деталях двигателя вследствие действия центробежных сил, динамической неуравновешенности ротора, изменения величины и направления скорости полета летательного аппарата. Центробежные силы действуют на вращающиеся детали (рабочие лопатки и диски компрессора и турбины, валы), вызывая в них напряжения растяжения, а иногда – и изгиба, и кручения. Неуравновешенные силы и моменты от неидеальной балансировки ротора передаются через подшипники на статор и узлы крепления двигателя в виде радиальных знакопеременных сил. Благодаря высокой точности баланси44 ровки ротора они невелики, но изменяются с большой частотой и могут вызвать вынужденные колебания и усталостные повреждения в деталях двигателя. Инерционные силы, возникающие при эволюциях летательного аппарата, представлены на рис. 1.25. Максимальные силы инерции при эволюциях летательного аппарата определяются эксплуатационными перегрузками: P j = Mgnэ max = MrΩ2, э где М – масса детали, узла или двигателя в целом; n max – максимальная эксплуатационная перегрузка; r – радиус разворота летательного аппарата; Ω – угловая скорость разворота; g – ускорение свободного падения. э Максимальная эксплуатационная перегрузка n max составляет: - для маневренных самолетов (истребителей) – 8…9 ед. пер.; - для ограниченно маневренных (штурмовиков) – 4…6 ед. пер.; - для неманевренных (пассажирских, транспортных) – 2…3 ед. пер. Рис. 1.25. Силы и моменты, возникающие при эволюциях летательного аппарата При вираже самолета (спирали, развороте) перегрузка составляет 3…5 ед. пер., при штопоре – 2…3 ед. пер., при выполнении бочки – 4…5 ед. пер. Сила инерции направлена от центра вращения по радиусу кривизны траектории, описываемой самолетом при эволюции. При работе двигателя в нем с большой угловой скоростью ω вращается ротор. На вращающийся ротор кроме сил инерции действует гироскопический момент М г = I p ωΩsinΘ, 45 где I p – массовый полярный момент инерции ротора относительно его оси э вращения; Ω = gn max /V; Θ – угол между векторами ω и Ω (обычно рассматривается худший случай, когда Θ = π/2 и sinΘ = 1); V – скорость полета самолета. Гироскопический момент всегда направлен так, что стремится совместить направления векторов ω и Ω. Гироскопические моменты возникают на каждом диске ротора, создают дополнительный изгиб ротора и реакции на опоры. Плоскость действия гироскопического момента перпендикулярна плоскости виража самолета. Контрольные вопросы 1. Поколения в развитии ГТД. Назовите отличительные признаки двигателей разных поколений. 2. Типы конструктивных компоновок ГТД. Классификация ГТД по их конструктивно-компоновочным схемам. 3. Области применения ГТД различных типов. 4. Основные требования, предъявляемые к авиационным ГТД. 5. В чем состоит принцип системности при проектировании ГТД? 6. Перечислите перспективные направления совершенствования конструкции ГТД. 7. Ограничения, накладываемые двигателем на летно-технические характеристики летательного аппарата. 8. Основные нагрузки, действующие на узлы ГТД. 9. Осевые газовые силы, действующие на узлы ГТД. 10. Силы инерции, действующие на узлы ГТД. Гироскопический момент. Тема 2. КОНСТРУКЦИЯ КОМПРЕССОРОВ ГТД 2.1. Назначение и основные конструктивные параметры компрессоров ГТД Компрессор ГТД служит для сжатия воздуха и подачи его в камеру сгорания. Именно наличие компрессора позволяет получить тягу ГТД при работе его на земле на месте. Компрессор как лопаточная машина характеризуется рядом параметров, которые условно можно разделить на две группы – газодинамические и конструктивные. К газодинамическим параметрам можно отнести: * * * - степень повышения давления π К = Р К / Р ВХ (π К современных ГТД составляет 20…40, перспективных – до 50); 46 - расход воздуха (от нескольких килограммов в секунду для малоразмерных ГТД до 600…800 кг/с для двигателей с тягой в несколько десятков тонн и ТРДД с большой степенью двухконтурности); * * - коэффициент полезного действия η К (η К современных компрессоров достигает 0,80…0,88) и ряд других параметров, достаточно полно рассмотренных в курсе «Теория ВРД». Конструктивные параметры – это не только параметры, характеризующие компрессор как лопаточную машину, но и параметры, определяющие его конструктивные формы, геометрические размеры, нагрузки и напряжения, действующие в деталях компрессора. Перечислим такие параметры. 1. Относительный диаметр втулки (рис. 2.1) – отношение внутреннего диаметра проточной части компрессора к ее наружному диаметру: d = D 1 /D 2 . Рис. 2.1. К определению относительного диаметра втулки Для первых ступеней осевых компрессоров относительный диаметр втулки составляет: - для ТРД – d ≈ 0,35…0,45; - для ТВД – d ≈ 0,5…0,7; - для ТРДД – d ≈ 0,3…0,4. Для последних ступеней осевого компрессора d ≈ 0,8…0,9; более высокие значения нежелательны, так как лопатки компрессора будут короткими (менее 15…30 мм), что существенно увеличит потери на перетекание и трение и, как следствие, приведет к снижению КПД ступени. Более высокие значения d ТВД обусловлены наличием перед входом в компрессор встроенного редуктора. 2. Окружная скорость u 2 на наружном диаметре рабочего колеса. Увеличение окружной скорости позволяет повысить напорность ступеней компрессора (напорность пропорциональна u 2 ), а значит, при том же зна* чении π К уменьшить число ступеней компрессора, снизить его массу и габариты. Максимальное значение u 2 ограничивается двумя величинами: – допустимым числом M W по относительной скорости на конце пера лопатки; 47 – условиями прочности рабочих лопаток при выбранном значении d . Для дозвуковых первых ступеней компрессора величина u 2 составляет 280…330 м/с, при этом *ст 1,20…1,35. При применении около- и сверхзвуковых ступеней u 2 = 350…470 м/с и *ст 1,8…2,1. D2 D1 D2 (1 d ) . Для первых ступеней 2 2 l = 250…400 мм (ТРД, ТВД); в ТРДД вентиляторные лопатки первых ступеней имеют длину 1000 мм и более. Длина лопаток последних ступеней компрессора ГТД составляет 15…40 мм. 4. Удлинение лопатки – отношение длины лопатки к величине хорды на среднем диаметре рабочего колеса или кольца направляющего аппарата: λ = l / b cp . Для рабочих лопаток осевого компрессора λ = 1,2…3,0; для лопаток направляющих аппаратов λ = 1,0…3,0. Лопатки с λ ≥ 3,0 (до 5,0) могут быть применены на дозвуковых компрессорах. В этом случае уменьшаются длина ступени и ее масса, однако возникают трудности с размещением лопаток на дисках, возрастает их напряженность и снижается напорность ступени. 5. Густота решетки (b / t) cp обычно указывается на среднем радиусе. Определяется из аэродинамического расчета и в выполненных конструкциях рабочих колес (b / t) cp = 0,6…1,7. Меньшие значения относятся к лопаткам первых ступеней. Для направляющих аппаратов (b / t) cp = 0,8…1,8. По густоте решетки и длине лопатки определяют шаг и хорду лопаток на среднем радиусе, а значит, зная число лопаток, можно установить условия размещения лопаток на рабочем колесе: 3. Длина лопатки l bcp l bcp ; tcp . b / t cp 6. Количество лопаток z D Подставив выражения Dcp l t cp . D2 D1 ; 2 (2.1) tcp bcp b / t cp ; bcp l и b 1 d D2 1 d в (2.1), получаем z t 1 d . 2 cp Эта зависимость позволяет провести анализ влияния различных параметров на количество лопаток в лопаточном венце. 48 7. Относительная масса компрессора – отношение массы узла компрессора к массе всего двигателя: γ К = G К /G ДВ . Для ТРД γ К = 0,3…0,4; для ТВД γ К = 0,2…0,3, т. е. в общем массовом балансе двигателя масса компрессора составляет значительную величину – 30…40 %, из них 18…23 % приходится на ротор, остальное – на статор. При заданном диаметре ступени ее масса может быть снижена в результате уменьшения длины ступени (лопатки с предельно малым значением хорды), применения материалов с высокой удельной прочностью, выбора рациональных силовых схем ротора и статора и формы проточной части. 2.2. Классификация компрессоров по типу лопаточной машины В основу классификации компрессоров положен тип лопаточной машины: 1. Центробежные компрессоры (ЦБК) с крыльчаткой одностороннего (рис. 2.2) или двухстороннего входа (рис. 2.3). а б Рис. 2.2. Схема (а) и конструкция (б) центробежного компрессора с односторонней крыльчаткой ЦБК отличаются простотой конструкции (а значит, и малой трудоемкостью изготовления и стоимостью), высокой эксплуатационной надежностью (малой чувствительностью к попаданию посторонних предметов и высокой эрозионной стойкостью), широким диапазоном устойчивых режимов работы, малой осевой длиной, небольшой массой (γ К ≤ 0,3). К недостаткам ЦБК относятся: низкий КПД (η K ≤ 0,78); ограниченная производительность (до 70 кг/с для крыльчатки с двухсторонним входом); сравнительно невысокая степень повышения давления (не более 5…6, на современных опытных образцах – до 8…9); трудность компоновки с камерой сгорания. 49 Рис. 2.3. Конструкция центробежного компрессора с двухсторонним колесом: 1 – корпус переднего подшипника; 2 – направляющие конусы; 3 – направляющие лопатки; 4 – защитная сетка; 5 – крышка корпуса; 6, 9 – передняя и задняя фермы; 7 – выходной патрубок; 8 – направляющие лопатки; 10 – корпус; 11 – расчалка; 12, 14 – задняя и передняя цапфы вала; 13 – рабочее колесо компрессора; 15 – цилиндрическая стенка корпуса; 16 – задняя стенка корпуса 2. Осевые компрессоры, наиболее широко применяемые в современных ГТД. Их характеристика будет дана подробно ниже. 3. Осецентробежные (рис. 2.4) – комбинация осевого компрессора и ЦБК. Обычно применяются в ГТД небольших размеров. Рис. 2.4. Осецентробежный компрессор ТВаД ГТД-350 4. Диагональные компрессоры (рис. 2.5), которые занимают промежуточное положение между осевыми компрессорами и ЦБК. Сжатие воздуха происходит в них как под действием центробежных сил (как в ЦБК), 50 так и за счет диффузорности профилированных межлопаточных каналов (как в осевых компрессорах). Диагональные компрессоры позволяют получать степени повышения давления до 5...6 при приемлемых КПД компрессора и удовлетворительном согласовании выхода компрессора и входа камеры сгорания. Рис. 2.5. Диагональный вентилятор ТРДДсм DW-2 самолета L-59 5. Оседиагональные компрессоры – комбинация осевого и диагонального компрессоров. Применяются во вспомогательных ГТД и ГТД малой тяги или мощности (рис. 2.6). Рис. 2.6. Диагональный вентилятор и оседиагональный компрессор ТРДД малой тяги 2.3. Конструктивные схемы осевых компрессоров Конструктивно-компоновочная схема компрессора определяется его типом, компоновкой, формой проточной части и силовыми системами корпуса и ротора. 51 Конструктивно компрессор состоит из двух основных узлов: статора и ротора. Конструктивные схемы осевых компрессоров могут быть классифицированы так. 1. По числу роторов – однороторные (однокаскадные), двухроторные (двухкаскадные), трехроторные (трехкаскадные). Применение двух- и трехроторных схем позволяет расширить область устойчивой работы компрессора, облегчить запуск двигателя и повысить КПД компрессора на нерасчетных режимах работы двигателя. Однако конструкция их сложнее, чем при однороторной схеме. 2. По скорости воздуха в проточной части – дозвуковые, сверхзвуковые. Обычно сверхзвуковыми выполняются первые ступени, при этом * увеличивается π К по сравнению с дозвуковыми ступенями, но КПД сверхзвуковой ступени ниже и меньше диапазон устойчивой работы. 3. По форме проточной части. Это важный конструктивный показатель осевого компрессора. В осевом компрессоре к последним ступеням площади проходных сечений уменьшаются из-за увеличения плотности воздуха. Уменьшение проходных сечений достигается соответствующим профилированием проточной части, которая может иметь следующие формы: постоянный наружный диаметр; постоянный втулочный диаметр; постоянный средний диаметр; комбинированная проточная часть. При проточной части с постоянным наружным диаметром D 2 = const (рис. 2.7) корпус компрессора имеет цилиндрическую форму, что упрощает технологию его изготовления. а б Рис. 2.7. Схема (а) и пример конструкции (б) осевого компрессора с постоянным наружным диаметром Напорность последних ступеней повышается из-за увеличения окружной скорости u cp на среднем диаметре, так как увеличивается D cp . Однако лопатки последних ступеней могут получиться слишком короткими (менее 15…20 мм), что снижает КПД из-за увеличения относительной величины радиального зазора между рабочей лопаткой и корпусом, вследствие чего возрастают потери на перетекание воздуха в зазоре между лопаткой и статором. При проточной части с постоянным втулочным диаметром (D 1 = const) увеличивается длина лопаток последних ступеней (рис. 2.8). Однако напорность их снижается, так как уменьшается u cp из-за уменьшения D cp . 52 КВД ТРДДФ F-100-PW-100 б а Рис. 2.8. Схема (а) и пример конструкции (б) осевого компрессора с постоянным внутренним диаметром При такой форме проточной части облегчаются условия компоновки агрегатов с центральным приводом в районе средней опоры двигателя без существенного увеличения диаметрального габарита и возможен выигрыш в массе узла компрессора из-за уменьшения массы статора. Но при этом увеличивается расстояние между опорами ротора и усложняется уплотнение лопаток по кромкам из-за возможных осевых перемещений ротора. Схема проточной части с постоянным средним диаметром D cp = const (рис. 2.9) является компромиссной, ей присущи как преимущества, так и недостатки первых двух схем. Часто такая форма проточной части применяется в ТРДД для согласования выхода из вентилятора и входа в КВД (оптимизации S-образного канала между вентилятором и КВД). КНД ТРДДФ а б Рис. 2.9. Схема (а) и пример конструкции (б) осевого компрессора с постоянным средним диаметром Схемы с комбинированной проточной частью (рис. 2.10) выполняют, чтобы полнее использовать преимущества перечисленных схем, но не усугублять их недостатков. Конструктивно комбинированные схемы сложнее схем D 2 = const, D 1 = const и D cp = const. 53 КНД и КВД ТРДФ Р-195 а б Рис. 2.10. Схема (а) и пример конструкции (б) осевого компрессора с комбинированной проточной частью 2.4. Требования, предъявляемые к конструкции компрессора, и пути их реализации Компрессор является одним из главных агрегатов ГТД, определяющих абсолютные и удельные показатели двигателя в целом. При выборе и расчете параметров компрессора, при выборе его конструктивных схем, материалов, при назначении допустимых напряжений в деталях и технологии изготовления необходимо учитывать требования, предъявляемые к компрессорам, основными из которых являются: – минимальные масса и габариты при заданных расходе воздуха G B * и степени повышения давления π К ; – максимальное значение КПД на расчетных режимах; – широкий диапазон устойчивой работы; – высокая эксплуатационная надежность; – низкая стоимость производства и ремонта. Реализация первого требования достигается повышением напорности ступеней, увеличением скорости движения воздуха в проточной части, увеличением удлинения лопаток, увеличением допускаемых напряжений в элементах конструкции, применением материалов с высокой удельной прочностью (титановых сплавов, пластмасс, композиционных материалов и т. п.), рациональным выбором формы деталей и силовых схем и т. д. Пути достижения высоких значений КПД – применение поворотных лопаток ВНА и НА, уменьшение количества всевозможных силовых стоек, загромождающих проточную часть компрессора, уменьшение радиальных зазоров в проточной части, что снижает вредное перетекание воздуха, и т. п. Широкий диапазон устойчивой работы компрессора обеспечивается применением механизации компрессора (поворотных лопаток ВНА и НА, лент, клапанов или заслонок для частичного перепуска воздуха из-за неустойчиво работающих ступеней в атмосферу или во второй контур двига54 теля), применением перепуска воздуха внутри ступени (кольцевого перепуска), использованием двух- и трехроторных схем двигателя. Высокой эксплуатационной надежности можно добиться совершенствованием конструкции, применением высокопрочных коррозионностойких материалов, защитой от попадания посторонних предметов, улучшением антивибрационных характеристик лопаток, повышением культуры технической эксплуатации. Эксплуатационная надежность осевых компрессоров в настоящее время еще недостаточно высока. Опыт эксплуатации отечественных и зарубежных двигателей свидетельствует о значительном числе досрочных съемов двигателей с самолетов, связанных с неполадками в компрессоре (повреждением и разрушением лопаток при попадании посторонних предметов, загрязнением и коррозией лопаток, появлением вибрационных трещин в элементах конструкции, нарушением зазоров и балансировки ротора). Стоимость изготовления и ремонта осевого компрессора достаточно высока, что объясняется, прежде всего, наличием большого количества лопаток (до 1000 и более), требующих высокой точности изготовления и установки. Однако разработка и внедрение передовых технологических приемов изготовления (точной штамповки, выдавливания, прокатки, вальцовки и т. п.), повышение технологичности конструкции, применение сравнительно недорогих конструкционных материалов, специализация производства, модульность конструкции способствуют снижению стоимости производства и ремонта узла компрессора. 2.5. Конструкция роторов осевых компрессоров Основными элементами конструкции ротора являются: рабочие лопатки; диски (или барабан), несущие на себе рабочие лопатки; валы и цапфы, которыми ротор опирается через подшипники на статор. Элементы конструкции ротора, к которым крепятся рабочие лопатки, образуют несущую силовую часть ротора, которая имеет форму тела вращения. Конструктивная форма несущей части должна обеспечивать высокую жесткость и прочность конструкции при минимальной массе, так как при работе двигателя на нее действуют большие по величине центробежные силы масс рабочих лопаток и собственной массы, массовые инерционные силы, возникающие при эволюциях летательного аппарата, температурные и вибрационные нагрузки. В зависимости от конструкции несущей части различают роторы следующих типов: барабанные, дисковые и барабанно-дисковые (комбинированные). 1. Роторы барабанного типа (рис. 2.11) имеют форму цилиндра или усеченного конуса, на внешней поверхности которого выполнены продольные или кольцевые пазы для крепления рабочих лопаток. К торцам 55 крепятся фланцы с опорными цапфами. Крутящий момент передается по барабану. а б Рис. 2.11. Схема (а) и конструкция (б) ротора барабанного типа: 1 – рабочая лопатка; 2 – барабан; 3 – диафрагма; 4 – подшипник Крепление лопаток в кольцевых пазах предпочтительнее, так как имеется возможность разместить по ступеням заданное различное количество лопаток, что улучшает характеристики компрессора и, кроме того, кольцевые пазы в меньшей мере, чем продольные, ослабляют барабан. Барабаны могут быть цельными и составными. Уменьшение осевых габаритов конструкции (расстояний между опорами) может быть достигнуто путем размещения цапф внутри барабана. В этом случае первые и последние ступени будут размещаться на консольных участках барабана. Преимущества роторов барабанного типа: высокая изгибная жесткость; простота конструкции и технологии изготовления; невысокая стоимость. Недостатки: ограничение из условий прочности барабана окружной скорости (на наружном диаметре барабана – не более 180…220 м/с), так как барабан работает в основном на разрыв от центробежных сил вращающихся масс рабочих лопаток и самого барабана. Такие роторы находят применение в малоразмерных ГТД и бустерных ступенях вентиляторов ТРДД. 2. Роторы дискового типа (рис. 2.12) представляют собой набор отдельных дисков, закрепленных на общем валу. Вал обычно выполняется полым. Он служит для передачи крутящего момента и центрирования дисков. Компрессор ТBaД Д25B а б Рис. 2.12. Схема (а) и пример конструкции (б) ротора дискового типа: 1 – диск; 2 – вал; 3 – трактовое кольцо 56 Соединение дисков с валом может выполняться напрессовкой (натягом), с помощью шлиц (рис. 2.13, а, б), болтов, соединяющих диски с фланцами вала (рис. 2.13, в). При напрессовке величина натяга выбирается из возможности обеспечения передачи крутящего момента в рабочем состоянии, когда диск нагрет и растянут центробежными силами. Очевидно, что величина натяга в холодном состоянии (при монтаже конструкции) получается большой (даже для передачи сравнительно небольшого крутящего момента 350…400 Н·м монтажный натяг достигает 12…14 т). Для обеспечения сборки и предотвращения повреждений дисков при напрессовке устанавливают переходные втулки. а б в Рис. 2.13. Способы соединения дисков с валом При соединении вала с диском с помощью шлиц необходим небольшой натяг для центрирования пары диск – вал. Применяются прямоугольные, треугольные и эвольвентные шлицы. При соединении дисков из алюминиевых сплавов, имеющих большие радиальные расширения ступицы, со стальным валом с помощью обычных шлиц предварительного натяга для центрирования обычно бывает недостаточно. В этом случае применяют так называемые термостойкие шлицы (см. рис. 2.13, б), боковые грани которых располагаются по радиусу. Они позволяют сохранить плотность соединения при работе. Возможно также использование дисков с упругой ступицей. При фланцевом соединении применяют призонные болты. Для роторов дискового типа допускаются большие окружные скорости на наружном диаметре (350…450 м/с). Недостатки дисковых роторов: малая изгибная жесткость из-за малого диаметра вала; возможность возникновения вибрации дисков; сложность монтажа и демонтажа; высокая стоимость производства и ремонта. Несколько увеличить изгибную жесткость можно путем увеличения диаметра вала и установки трактовых колец в районе обода диска. Установкой трактовых (распорных) колец можно также устранить вибрации дисков. Роторы дискового типа применяются достаточно широко (Д25В, КВД Д20П, Д30 и др.). 3. Роторы барабанно-дисковой конструкции (рис. 2.14) представляют собой набор дисков с развитыми в осевом направлении буртами, 57 образующими при соединении барабанную часть ротора. Конструкция может выполняться разборной или неразборной. а б Рис. 2.14. Схема (а) и конструкция (б) барабанно-дискового ротора При неразборной конструкции отдельные секции могут соединяться: 1. Напрессовкой и штифтовкой, когда на буртах выполняются посадочные пояски, которыми они запрессовываются и центрируются в ободе следующего диска. Охватывающий обод нагревается на 50…100 ºС выше рабочей температуры, после запрессовки осуществляется дополнительная фиксация соединения радиальными штифтами (рис. 2.15), которые устанавливаются с натягом в отверстия, выполненные в пазах крепления рабочих лопаток (Р11Ф-300, РД-9Б, Р25Ф, Р95Ш, Р29Ф-300, АМ-3, АИ-20 и др.). Радиальные штифты, установленные в пазы крепления рабочих лопаток, фиксируются от выпадания замками лопаток. Рис. 2.15. Соединение напрессовкой и штифтовкой (КНД ТРДДФ РД-33) 2. Электронно-лучевой сваркой (рис. 2.16), которая практически не разупрочняет соединение (ТВ3-117, Д36, Д136 и др.). 58 Рис. 2.16. Компрессор ТВаД ТВ3-117. Диски соединены электронно-лучевой сваркой (кроме первой ступени) При разборной конструкции отдельные секции могут соединяться: 1. Фланцево-болтовым соединением (рис. 2.17), при котором передача крутящего момента и центрирование дисков относительно друг друга могут осуществляться призонными болтами (НК-8, НК-12). Рис. 2.17. Фланцево-болтовое соединение ротора КВД НК-8 2. Стяжкой периферийными болтами с центрированием по посадочным буртам или втулкам (рис. 2.18) и передачей крутящего момента за счет трения в стыке (АИ-25, КВД РД-33). Рис. 2.18. Соединение периферийными стяжными болтами 59 3. Стяжкой центральным стяжным болтом (рис. 2.19), когда передача крутящего момента и центрирование могут осуществляться торцовыми шлицами (АЛ-7Ф, АЛ-21Ф, КНД Д20П, Д30 и др.), либо центрирование – по посадочным буртам, а передача крутящего момента – за счет трения в стыке (ГТД-3Ф). Рис. 2.19. Соединение центральным стяжным болтом (вентилятор Д20П) Конструкция с центральным стяжным болтом предпочтительнее, чем крепление болтами у периферии диска, так как при изгибе ротора периферийные болты нагружаются неравномерно и барабанные участки должны быть утолщены в местах сверления под болты. Конструкция с центральным стяжным болтом легче по весу и проще технологически, а барабанной части ротора может быть придана выгодная форма балки равного сопротивления (АЛ-7Ф, АЛ-21Ф). Применение такой схемы невозможно, если через ротор проходит вал другого ротора. Недостатками роторов барабанно-дисковой конструкции являются относительная сложность производства и высокая стоимость. 2.6. Рабочие лопатки. Конструкция и крепление к ротору Конструктивно рабочая лопатка осевого компрессора (рис. 2.20) состоит из профильной части (пера) и замковой части (хвостовика), соединенных плавным переходом для снижения концентрации напряжений. а б в Рис. 2.20. Рабочая лопатка компрессора без бандажной полки (а), с антивибрационной бандажной полкой (б) и лопатка вентилятора с противофлаттерным профилированием (в) 60 Профильная часть лопатки обтекается потоком воздуха, и от ее аэ* родинамических свойств зависят π К и КПД компрессора. В ТРДД с большой степенью двухконтурности лопатки вентилятора снабжены полками, расположенными на радиусе, равном примерно двум третям длины лопатки. Главное назначение полок – устранить угрозу развития изгибных и крутильных колебаний лопаток, поэтому их часто называют антивибрационными полками (АЛ-21Ф, НК-8, Д30, Д-36). В случае изготовления лопаток вентилятора из композиционных волокнистых материалов (хайфила, борофила), которые имеют высокие демпфирующие свойства, антивибрационные полки отсутствуют. Рабочая лопатка нагружена при работе центробежными и газовыми силами, вызывающими в пере лопатки значительные напряжения растяжения, изгиба и кручения. Величина центробежной силы, действующей на лопатку, зависит от величины окружной скорости, конструкционного материала, размеров лопатки и достигает 7…60 кН; величина газовой силы зависит от напорности ступени и размеров лопатки и примерно на порядок меньше центробежной силы. К рабочим лопаткам осевого компрессора предъявляются следующие основные требования: 1. Высокие аэродинамические свойства профиля – большая подъемная сила, малое сопротивление, бессрывное обтекание в широком диапазоне углов атаки. 2. Высокие точность изготовления и чистота обработки поверхности пера, влияющие как на прочностные, так и на аэродинамические характеристики. Отклонение линейных размеров не превышает 0,05…0,15 мм, угловых – 15 угловых минут. 3. Высокие прочностные и заданные вибрационные характеристики. Разброс частот собственных колебаний лопаток одной ступени не должен превышать 3…4 %. 4. Малая масса лопатки, низкая стоимость ее изготовления и возможность массового производства. Лопатки крепятся к диску или барабану с помощью специального замка. Крепление должно удовлетворять следующим требованиям: - прочность соединения, точность установки лопаток, легкость монтажа и демонтажа; - простота производства; - возможность размещения наибольшего (заданного) числа лопаток; - малая масса. Лопатки могут изготавливаться и заодно с диском или крепиться к диску сваркой или пайкой. Достоинство такой конструкции – отсутствие слабого элемента (замка), недостатки – сложность изготовления и необходимость замены при ремонте не отдельных поврежденных лопаток, а 61 всего диска. Такая конструкция применялась, например, на ТРДД DW2 (моноколесо вентилятора), в настоящее время разрабатываются конструкции как моноколес (блисков), так и единых неразборных роторов с лопатками (блингов). При применении замковых креплений лопатки могут крепиться к ротору в кольцевых, продольных или косых пазах (рис. 2.21). Рис. 2.21. Замки крепления рабочих лопаток компрессора в косые пазы елочного типа и типа «ласточкин хвост»: 1 – бандажная полка; 2 – перо лопатки; 3 – торцевая полка лопатки; 4 – замок елочного типа; 5 – замок типа «ласточкин хвост» Типы применяемых замков: – трапециевидный типа «ласточкин хвост»; – елочный; – штифтовой; – шарнирный (вильчато-штифтовой). Трапециевидные замки типа «ласточкин хвост» применяются в осевых компрессорах ГТД наиболее широко. Трапециевидный замок прост в исполнении, так как имеет всего две рабочие поверхности. Нормативными документами предусмотрено использование хвостовика с углом α при вершине 40º, 60º и 90º. Используются три типа сопряжения профильной части лопатки с хвостовиком типа «ласточкин хвост» (рис. 2.22). Первые два типа регламентированы отраслевым стандартом. По форме замок – равнобочная трапеция с углом при основании 45…70º (меньший угол уменьшает высоту замка, но снижает прочность соединения). Максимальную предельную центробежную силу замок выдерживает при углах α, близких к 60º. 62 Рис. 2.22. Трапециевидный замок крепления рабочих лопаток компрессора Замок в пазу может быть установлен с натягом (при этом повышается жесткость замкового соединения, но ухудшаются условия монтажа и демонтажа) или с зазором (обеспечивается демпфирование колебаний лопатки и улучшается сборка-разборка). Грани хвостовика обычно выполняются параллельно хорде корневого сечения лопатки, соответственно пазы в дисках размещаются под углом к оси ротора, близким к углу установки профиля корневого сечения лопатки, что снижает массу переходной части от замка к перу, повышает прочность соединения вследствие уменьшения удельного давления на поверхность контакта. Для облегчения монтажа на хвостовик лопатки гальваническим способом наносят слой меди или серебра толщиной 3…5 мкм, который при запрессовке лопаток служит своеобразной «смазкой». В профильных продольных пазах лопатки необходимо фиксировать в осевом направлении, так как лопатка может перемещаться в осевом направлении под действием составляющей центробежной силы и газовых сил; величины этих сил могут оказаться больше, чем силы трения в замке. Замок елочного типа применяется при использовании материала с невысокими прочностными характеристиками (алюминиевые сплавы), при больших нагрузках (например, рабочие лопатки вентилятора), иногда – на последних ступенях компрессора при высоких температурах. Фиксация лопаток в осевом направлении может быть индивидуальной и групповой (рис. 2.23). Способы индивидуальной фиксации (каждой лопатки отдельно): - осевыми или радиальными штифтами; - выступом в хвостовике (упором в диск); - пластинчатыми фиксаторами; - упорным штифтом в диске в сочетании с пластинчатым фиксатором. Способы групповой фиксации (всех лопаток одного лопаточного венца вместе): 63 - разжимным пружинным кольцом; - трактовыми кольцами, расположенными между дисками. Рис. 2.23. Способы фиксации рабочих лопаток компрессора: 1 – диск; 2 – пластинчатый фиксатор; 3 – перо лопатки; 4 – штифт; 5 – кольцевой паз; 6 – разрезное кольцо; 7 – стопор кольца Елочный замок в осевых компрессорах ГТД применяется сравнительно редко. Его использование оправдано, например, в случае применения массивных алюминиевых лопаток и алюминиевых дисков, когда контактные напряжения смятия при применении трапециевидного замка велики из-за сравнительно небольшой площади поверхности смятия (ТРД АМ-3). Елочный замок применяется также при креплении массивных лопаток вентилятора (ТРДДФ НК-22) или при повышенных температурах и значительных нагрузках (последние ступени компрессора). Недостатки елочного замка – сложность и высокая стоимость производства, наличие концентраторов напряжений. Шарнирное крепление (рис. 2.24) находит применение для установки длинных лопаток первых ступеней компрессора и вентиляторных лопаток (АИ-25, АЛ-21Ф, вентилятор Д30 и др.). Отверстия в хвостовике лопатки и диске развертываются, и в них устанавливаются с зазором штифты. На щеки проушин лопатки и обод диска для уменьшения трения наносится специальная паста – двухсернистый молибден MoS 2 (cухая смазка). Такое крепление обеспечивает самоустановку лопаток под действием газовых и центробежных сил со снижением изгибных напряжений в пере, а также уменьшает в 2–3 раза вибрационные напряжения. 64 Недостатки вильчато-штифтового крепления – сложность производства, повышенная масса хвостовика и крепления в целом. По условиям прочности такое крепление не рекомендуется применять при окружных скоростях ротора более 300…350 м/с. Рис. 2.24. Вильчато-штифтовое шарнирное крепление лопатки Для облегчения балансировки ротора лопатки при монтаже подбираются по массе. Диаметрально противоположные лопатки не должны отличаться по массе более, чем на 1–2 г. 2.7. Нагрузки, действующие на ротор осевого компрессора В условиях эксплуатации на ротор осевого компрессора действуют нагрузки. Рассмотрим их. 1. Центробежные силы Р ц от масс вращающихся деталей ротора вызывают в материале барабанов и дисков напряжения растяжения. Центробежные силы, возникшие по причине плохой балансировки ротора, не локализуются в деталях ротора, а передаются на корпус двигателя и через узлы крепления – на летательный аппарат. Для их уменьшения при сборке ротора выполняется его статическая и динамическая балансировка. 2. Силы G Р собственной массы ротора действуют в плоскости, проходящей через ось двигателя, и вызывают изгиб ротора. Изгибающий момент имеет максимальное значение вблизи середины пролета между опо65 рами. Чем меньше расстояние между опорами, тем меньше М изг при заданной силе G Р . Изгибающий момент воспринимается в роторах дискового типа валом, а в барабанных и барабанно-дисковых конструкциях – барабаном. 3. Силы инерции возникают при изменении величины вектора осевой скорости (при разгоне и торможении самолета) и направления вектора скорости (при изменении траектории полета). При разгоне или торможении (т. е. при изменении величины вектора осевой скорости) появляется э осевая сила инерции P j a = m p gn , которая передается от ротора на корпус двигателя через радиально-упорный подшипник. При изменении траектории полета возникает центробежная сила инерции P j ц = m p rΩ2 = m p gnэ max , где r – радиус кривизны траектории самолета; Ω – угловая скорость эвоэ люции самолета; n max – коэффициент перегрузки. Коэффициент эксплуатационной перегрузки устанавливается нормами прочности для разных типов самолетов и для различных случаев э полета, например: при посадке пассажирского самолета n = 3 ед. пер.; при эволюции в вертикальной плоскости самолета-истребителя nэ = 8…9 ед. пер. 4. Гироскопический момент возникает при отклонении траектории полета самолета от прямолинейной и вызывает изгиб ротора: M Г max I P ω sin , где I P – массовый момент инерции ротора относительно оси вращения; – угловая скорость вращения ротора. В худшем случае 900 , тогда sin 1 и M Г max I P ω . Гироскопический момент дополнительно нагружает подшипники опор ротора и через них передается на корпус, вызывая в роторе и в корпусе напряжения изгиба. Для его уменьшения целесообразно увеличить расстояние между опорами ротора. 5. Крутящий момент М KP передается на ротор компрессора от турбины и вызывает в валу или барабане напряжения кручения. 6. Силы давления, действующие на ротор (рис. 2.25): - сила давления Pпр .ч р пр .ч Fпр .ч , действующая на ротор со стороны проточной части компрессора; 66 - сила давления Pвнутр рвнутр Fвнутр , действующая на ротор со стороны внутренней полости ротора. Рис. 2.25. Силы, действующие на ротор компрессора 7. Осевые газодинамические силы, действующие на ротор, возникают как осевые составляющие аэродинамической силы, действующей на перо рабочей лопатки, и в сумме образуют осевое усилие Р р.ос , которое передается от ротора на статор через радиально-упорный подшипник (рис. 2.26). Рис. 2.26. Осевые газовые силы, действующие на ротор осевого компрессора Без большой погрешности (не более 5…7 %) суммарное осевое усилие ротора можно определить из уравнения Эйлера о количестве движения для воздушного потока на участке от входа в компрессор до выхода из него с учетом сил статического давления: P P = G B (c 2a – c 1a ) – p 1 F 1 + p 2 F 2 , где G В – расход воздуха через компрессор, кг/с; p 1 и p 2 – статические давления воздуха на входе в компрессор и на выходе из него, Па; c 1a и c 2a – 67 осевые составляющие абсолютной скорости потока в проточной части на входе в компрессор и на выходе из него, м/с; F 1 и F 2 – площади сечений проточной части на входе в компрессор и на выходе из него, м2. Сила P P не учитывает осевых сил от действия статического давления воздуха на передний и задний торцы ротора. С учетом этих сил полное осевое усилие, действующее на ротор и воспринимаемое радиальноупорным подшипником, определяется формулой PP PP p ПП FПП p ЗП FЗП , где p ПП и p ЗП – давления воздуха на передний и задний торцы ротора; F ПП и F ЗП – площади переднего и заднего торцов. Суммарное усилие PP достигает величины, превышающей тягу двигателя в 5 – 6 раз. Во избежание перегрузки радиально-упорного подшипника ротор компрессора соединяют с ротором турбины (осевое усилие, действующее на ротор турбины, направлено противоположно осевому усилию, действующему на ротор компрессора), т. е. радиально-упорный подшипник воспринимает разность этих усилий. Для уменьшения этой разности (она направлена вперед) на компрессоре создают переднюю и заднюю разгрузочные полости (рис. 2.27). Рис. 2.27. Разгрузочные полости ротора компрессора Задняя разгрузочная полость через специальное дросселирующее устройство (жиклер) соединена с атмосферой, а в переднюю полость подводится воздух с давлением p П от компрессора. Давление в задней разгрузочной полости p З назначают из условия обеспечения наддува уплотнений подшипника: pЗ pH p , где pH – атмосферное давление; p – избыточное давление, которое в земных условиях назначается в пределах 40…90 кПа. Исходя из величины назначенного давления p З рассчитывают площадь отверстия жиклера с учетом расхода воздуха через систему лаби68 ринтных уплотнений, отделяющих заднюю разгрузочную полость от проточной части компрессора и от полости подшипника. Потребное давление p П в передней разгрузочной полости при выбранном давлении p З , силе PP и допустимой нагрузке на подшипник PP зад определяют из соотношения pП PP зад p З FЗ РР . FП По известному давлению p П выбирают ступень компрессора, от которой будет отбираться воздух для подачи в переднюю разгрузочную полость. 2.8. Конструкция статоров осевых компрессоров Статор совместно с ротором образует проточную часть осевого компрессора. Основными конструктивными элементами статора являются корпус компрессора, входной направляющий аппарат (ВНА), направляющие (НА) и спрямляющие (СПА) аппараты. Корпус осевого компрессора является одним из основных элементов силовой системы двигателя и служит для крепления лопаток ВНА, НА и СПА, а также опор ротора. С внешней стороны на корпусе устанавливаются узлы крепления двигателя к самолету, монтируются коробки приводов агрегатов и другие элементы конструкции. В соответствии с условиями работы корпус должен иметь достаточную прочность, заданную жесткость, герметичность при малой массе, должен быть простым в изготовлении, обеспечивать удобство монтажа неподвижных лопаток и ротора, осмотра проточной части при эксплуатации. Конструктивно корпус осевого компрессора чаще всего состоит из трех частей (рис. 2.28): - переднего корпуса с лопатками ВНА; - среднего корпуса с лопатками НА; - заднего корпуса с лопатками СПА. 1 2 3 Рис. 2.28. Схема корпуса осевого компрессора однороторного ТРД: 1 – передний корпус; 2 – средний корпус; 3 – задний корпус 69 Передний корпус является силовым элементом двигателя (рис. 2.29). В нем обычно размещаются подшипник передней опоры ротора и элементы ВНА. На ТВД к переднему корпусу крепятся лобовой картер и редуктор. Передний корпус – литая или сварная конструкция, состоящая из двух концентрических колец, соединенных обтекаемыми стойками или лопатками ВНА, или теми и другими вместе, осуществляющими силовую связь корпуса подшипника с наружным кольцом переднего корпуса. На переднем корпусе устанавливаются такелажные узлы и вспомогательные узлы крепления двигателя к летательному аппарату. Рис. 2.29. Передний корпус компрессора ВНА устанавливается перед первой ступенью компрессора для создания закрутки воздуха на входе в рабочее колесо. Часто лопатки ВНА выполняются поворотными для расширения диапазона бессрывной работы компрессора (рис. 2.30). Поворотные лопатки имеют цапфы, опорами которых служат подшипники качения или чаще скольжения (стеклофторопластовые вкладыши). Одновременный поворот лопаток может выполняться с помощью шестеренного механизма (АМ-3) или поворотным кольцом и рычагами, закрепленными на верхних цапфах лопаток ВНА (ТВ3-117, АЛ-21Ф и др.). Рис. 2.30. Поворотные лопатки ВНА 70 Во избежание обледенения лопаток ВНА их выполняют пустотелыми или с наружным дефлектором. Стойки переднего корпуса и лопатки ВНА обогреваются горячим воздухом, иногда – горячим маслом (рис. 2.31). Для предотвращения обледенения элементы переднего корпуса компрессора покрывают гидрофобными лаками. Рис. 2.31. Противообледенительная система ТВаД ТВ3-117 Средний корпус обычно определяет форму проточной части осевого компрессора. В нем крепятся лопатки НА. Он является промежуточным силовым элементом для передачи усилий от передней опоры ротора к основным узлам подвески двигателя. Средний корпус может быть литым, сварным или механически обработанным, неразъемным или разъемным. Для повышения жесткости сварных тонкостенных корпусов к ним привариваются профили – продольные и поперечные ребра жесткости. На среднем корпусе обычно устанавливаются элементы механизации компрессора. Неразъемные корпусы имеют наименьшую массу, равнопрочны, обладают одинаковой жесткостью по всем радиальным направлениям, чем обеспечивается стабильность радиальных зазоров между лопатками и статором. Однако такая конструкция сложна в сборке (необходим разъемный ротор). Если корпус разъемный (рис. 2.32), то облегчаются сборка компрессора и контроль лопаточных венцов в эксплуатации. Однако разъемные корпусы имеют повышенную массу и худшие прочностные и жесткостные свойства. Корпусы могут иметь несколько поперечных разъемов или продольный разъем, или их комбинации. Центровка частей корпуса при продольном разъеме – штифтами, при поперечных разъемах – посадочными буртами или призонными болтами. 71 Рис. 2.32. Разъемные корпусы осевых компрессоров: 1 – центрирование призонными болтами (штифтами); 2 – центрирование по наружному бурту; 3 – центрирование по внутреннему бурту; 4 – корпус с продольными разъемами Направляющие аппараты служат для выпрямления воздушного потока за рабочим колесом на заданный угол с сохранением предварительной закрутки для последующих ступеней и частичного преобразования кинетической энергии потока воздуха в потенциальную энергию давления. Конструктивное исполнение их разнообразно и зависит главным образом от принятой схемы корпуса (разъемный или неразъемный) и ротора. По силовой схеме направляющие аппараты могут быть двухопорными, консольными и рамными. Направляющие аппараты с консольными лопатками применяют в сочетании с роторами, проточная часть которых по внутреннему диаметру полностью образована элементами ротора (КВД Д-30, Д25В, ТВ3-117 и др.). Иногда внутренние свободные концы длинных консольных лопаток соединяют разъемными или неразъемными бандажами (полурамное крепление) (рис. 2.33). Рис. 2.33. Лопатка направляющего аппарата с жестким креплением к верхнему полукольцу и свободным – к нижнему: 1 – лопатка; 2 – верхнее полукольцо; 3 – корпус; 4 – винт; 5 – нижнее полукольцо 72 Лопатки НА могут крепиться к корпусу неразборно (привариваться или припаиваться) или с помощью бандажей. Силовая связь бандажа с корпусом осуществляется с помощью штифтов или винтов (число мест соединения – не менее 6 – 8). При разъемном корпусе лопатки НА могут крепиться к нему индивидуально с помощью резьбовых цапф. Однако при таком креплении из-за большого количества отверстий снижается прочность корпуса. Задний корпус компрессора обычно является основным силовым элементом двигателя (рис. 2.34). На нем размещаются основные узлы подвески двигателя к самолету и монтируется корпус задней опоры компрессора (среднего подшипника). Для обеспечения силовой связи подшипника с корпусом зачастую используют лопатки спрямляющего аппарата. В этом случае используется рамное крепление лопаток. Рис. 2.34. Задний корпус компрессора ТРД Р95Ш: 1 – лопатка рабочего колеса; 2 – узел передачи тяги двигателя; 3 – лопатка спрямляющего аппарата; 4 – диафрагма; 5 – корпус подшипников; 6 – радиально-упорные подшипники В двухконтурных двигателях основной силовой элемент двигателя – разделительный корпус компрессора, который является задним корпусом КНД и одновременно передним корпусом КВД. 73 2.9. Зазоры между ротором и статором, уплотнение проточной части осевого компрессора Радиальные и осевые зазоры между ротором и статором (рис. 2.35) служат для исключения возможности касания частей ротора о детали статора при самых неблагоприятных условиях работы двигателя, когда вследствие упругих и температурных деформаций корпуса и ротора зазоры, установленные в холодном состоянии (монтажные зазоры), уменьшаются. Рис. 2.35. Радиальные и осевые зазоры в ступени компрессора Зазоры в проточной части оказывают большое влияние на рабочие характеристики как компрессора (расход воздуха, КПД), так и всего двигателя (увеличение относительного зазора на 1 % снижает КПД компрессора на 1 % и увеличивает удельный расход топлива на 0,65…0,95 %). При выборе радиальных зазоров следует учитывать их изменение при увеличении температуры ротора и статора, вытяжку рабочих лопаток и ротора от действия центробежных сил и даже деформацию статора от действия внутреннего избыточного давления. Допустимые величины относительного радиального зазора – 1 1 / l 0,002…0,007 для лопаток первых ступеней и 1 0,015…0,040 для последних ступеней. Величина 1 может быть уменьшена до 0,0015…0,0040 (для первых ступеней) при использовании мягких прирабатываемых покрытий рабочих колец корпуса над концами рабочих лопаток на основе графита, талька, композитов. Обычно между бандажом НА и гребешками лабиринтного уплотнения в холодном состоянии радиальный зазор 2 = 0,2…2,0 мм. Осевые зазоры для уменьшения длины компрессора желательно иметь минимальными. Однако при слишком малых зазорах возможны неустойчивая работа ступени и сильные вибрации лопаток. 74 На среднем радиусе относительная величина осевого зазора / bcp 0,15…0,25, в вентиляторных ступенях с большой степенью двухконтурности – 1,7…2,0. Уплотнения в осевом компрессоре применяются для изолирования воздушных и масляных полостей и уменьшения перетекания воздуха из полостей с большим давлением (от выхода ступени) в полости с меньшим давлением (на вход ступени). По конструктивному исполнению уплотнения могут быть контактными (безрасходными) и бесконтактными (расходными). Контактные уплотнения – кольцевые, торцевые, радиальноторцевые (РТКУ) – применяются для уплотнения масляных полостей. Они предназначены для ограничения полости суфлирования (полости подшипника) и исключения перетекания масла из нее в проточную часть двигателя. Кольцевые уплотнения типа поршневых колец (применяют 2–3 разрезных кольца) выполняются с кольцами диаметром не более 200 мм при относительных скоростях до 100 м/с и перепадах давления до 0,3 МПа (например, передняя опора Р11Ф-300, рис. 2.36, а). Кольца изготавливают из хромистого чугуна с пористым хромированием торцевых поверхностей или из оловянистой бронзы. Упругость колец подбирают так, чтобы при вращении вала кольцо оставалось неподвижным или лишь слегка покачивалось. Торцевое контактное уплотнение создается прижатием невращающейся уплотнительной втулки с кольцом из антифрикционного материала к буртику вала (F-100-PW-100). Усилие прижима зависит от затяжки пружины и перепада давления по обе стороны уплотнения (рис. 2.36, б). В качестве антифрикционного материала используют графит, чугун, бронзу, композиционные материалы. а б Рис. 2.36. Кольцевое (а) и торцевое (б) контактные уплотнения: 1 – статор; 2 – упругое кольцо; 3 – вал; 4 – кольцо из антифрикционного материала; 5 – подвижная втулка; 6 – штифт; 7 – пружина В двигателях Д-36, Д-136, Д-336 на всех опорах установлены однотипные РТКУ – графитовые радиально-торцевые контактные уплотнения (рис. 2.37). 75 Рис. 2.37. Графитовое радиально-торцевое контактное уплотнение При оценке эффективности РТКУ определяется расход воздуха через РТКУ из полости наддува в полость суфлирования. Давление р 1 в полости наддува выше, чем давление р 2 в подшипниковой полости (полости суфлирования), поэтому масло из полости суфлирования не попадает в полость наддува, а воздух из полости наддува поступает в полость суфлирования. Расход воздуха Gвозд через РТКУ определяется формулой Христиановича m A p1* f q( ) , Gвозд * T1 где m = 0,03965 – коэффициент расхода; A = 0,6 – эмпирический коэффициент для РТКУ данной схемы; р1* и Т 1* – полные давление и температура воздуха в полости наддува; f – площадь проходного сечения; q(λ) – газодинамическая функция – приведенная массовая скорость. Параметры воздуха р1* и Т 1* перед РТКУ (в полости наддува) определяют по результатам расчета наддува. Площадь проходного сечения для данного типа РТКУ слагается из нескольких составляющих: D 1 D 2 32 , f 6 где 1 – просвет на дуге 60º по наружному диаметру графитового кольца; 2 – зазор между графитовым кольцом РТКУ и контртелом при «всплытии» РТКУ во время работы двигателя; 32 – площадь зазора в разрезе графитового кольца РТКУ, выступающем над контртелом. k 1 k 1 k 1 k 1 2 k 1 – отношеГазодинамическая функция q 1 k k 1 ние скорости воздуха при адиабатном течении к критической скорости потока. Величина λ определяется по соотношению давлений в предмасляной полости р 1 и полости суфлирования р 2 : 76 k 1 k 1 p1 k , 1 k 1 p2 где k = 1,4 – показатель адиабаты для воздуха. Температура воздуха на выходе из РТКУ определяется формулой T1 . T2 k 1 p1 / p2 k Применяются лабиринтные и щелевые бесконтактные уплотнения. Лабиринтные уплотнения (рис. 2.38) работают по принципу многократного дросселирования газа, протекающего через каналы с резко изменяющимися проходными сечениями (через узкую щель в большой объем). Рис. 2.38. Лабиринтное уплотнение Утечки воздуха в лабиринтном уплотнении происходят через зазоры (щели) между кромками гребешков и статором. Эффективность работы лабиринтного уплотнения зависит от количества гребешков, их конфигурации, перепада давления между уплотняемыми полостями и величины зазоров. Эффективность уплотнения оценивается величиной утечки, кг/с: m ут K f щ p12 p22 , zRT1 где K – коэффициент расхода, учитывающий особенности расширения газа в зазоре и неполноту торможения в камере лабиринта (зависит от типа лабиринта и формы гребешков); f щ = πD cp δ – площадь сечения щели, м2; p1 и p2 – давления по обе стороны лабиринта, Па; R – газовая постоянная (для воздуха R = 287 Дж/(кг·град); z – количество гребешков. Если необходимо, температуру воздуха на выходе из лабиринта можно определить по зависимости T1 . T2 k 1 p1 / p2 k Рекомендуемая величина утечек через уплотнение – не более 0,5…1,0 % от расхода воздуха. 77 На рис. 2.39 изображены различные конструкции лабиринтных уплотнений. Рис. 2.39. Формы лабиринтных уплотнений и соответствующие коэффициенты расхода Экспериментальные исследования показали, что эффективность уплотнений при увеличении количества гребешков больше 6 – 8 повышается незначительно. Поэтому при необходимости установки большого количества гребешков или при ограниченной длине лабиринта выполняют двухили трехъярусные компоновки (рис. 2.40). Кроме типа и количества гребешков на эффективности уплотнения сказывается форма кромок. Экспериментально установлено, что даже небольшое скругление кромок приводит к заметному ухудшению работы уплотнения. Осевые и радиальные щелевые уплотнения являются разновидностью лабиринтных уплотнений. Лабиринтные и щелевые уплотнения обычно работают в паре с мягкими легкоприрабатываемыми покрытиями – талькированными, графитовыми, сотовыми или керамическими истираемыми покрытиями. 78 Рис. 2.40. Трехъярусное лабиринтное уплотнение В последнее время в конструкцию ГТД внедряют новый тип – щеточные уплотнения. Они позволяют в несколько раз снизить утечки воздуха при уменьшении веса конструкции и стоимости изготовления. 2.10. Механизация компрессора В осевых компрессорах для предотвращения на нерасчетных режимах неустойчивой работы применяются различные устройства, позволяющие частично изменить геометрические характеристики проточной части или выполнить частичный перепуск воздуха в атмосферу (в ТРДД – во второй контур). К таким устройствам относятся (рис. 2.41): - автоматические клапаны (АИ-25, Д-36, Д-136, АИ-20, ТВ3-117), ленты (РД9Б, АМ-3, АЛ-7Ф, Д25В) и заслонки (Д20П, Д30, НК-12) для частичного перепуска воздуха; - поворотные лопатки ВНА и НА (АЛ-7Ф, АМ-3, Д30, НК-8, ТВ3-117). Рис. 2.41. Клапаны, заслонки и ленты для перепуска воздуха Клапаны, заслонки или ленты располагаются обычно на среднем корпусе компрессора за неустойчиво работающими ступенями. Количество сечений, откуда перепускается воздух, обычно не превышает двух. На 79 расчетных или близких к ним режимах перепуск выключен. При снижении режима работы двигателя сначала включается перепуск из переднего пояса, затем – из заднего. Перепуск необходимо организовать так, чтобы неравномерность потока в проточной части была наименьшей. С этой точки зрения предпочтительными являются ленты перепуска, но они имеют невысокую прочность (подвержены вибрациям). 2.11. Конструкционные материалы, применяемые для изготовления деталей осевых компрессоров Выбор материала для изготовления деталей компрессора определяется в основном тепловым состоянием их во время работы. Для изготовления деталей, работающих при температурах до 250 ºС, могут быть применены алюминиевые и магниевые сплавы, до температуры 500 ºС – титановые сплавы, при температурах выше 500 ºС – нержавеющие и жаропрочные стали (табл. 2.1). Таблица 2.1 Конструкционные материалы для изготовления лопаток и дисков компрессоров Наименование детали Лопатки вентилятора и первых ступеней компрессора Лопатки последних ступеней компрессора Диски компрессоров Барабан ротора компрессора Направляющие аппараты Титановые сплавы Жаропрочные и жаростойкие стали и сплавы ВТ3-1 ВТ5, ВТ9, ВТ9Л, ЭИ268, ЭИ696М, ВТ18, ВТ18У, ВТ25 ЭИ736, ЭИ961, ЭИ962 ВТ3-1, ВТ8, ВТ9, ЭИ268, ЭИ961, ЭИ962 ВТ9Л, ВТ18, ВТ18У, ВТ25 ВТ8 ОТ4, ОТ4-1, ВТ9, ВТ9Л, ВТ18, ВТ18У, ВТ25 Рабочие лопатки изготавливаются из алюминиевых сплавов АК2, АК4, АК4-1, ВД-17, титановых сплавов ВТ3-1, ВТ8, ВТ10, ВТ18, сталей 40ХНМА, 40ХН3МА, ЭИ-736, ЭИ-961, Х17Н2, 18ХНВА, 30ХГСА и др. Рабочие лопатки первых ступеней целесообразно изготавливать из стали как материала, лучше всего противостоящего ударам посторонних предметов, попадающих на вход в двигатель. При стальных рабочих лопатках диски, на которых они укреплены, естественно, должны выполняться также из стали. Рабочие лопатки вентиляторных ступеней ТРДД 80 могут быть изготовлены из армированных пластиков. Применение армированных композиционных материалов в вентиляторах позволяет увеличить окружную скорость до 450…480 м/с (для титановых сплавов предельной по условиям прочности является окружная скорость 450 м/с). Это упрощает конструкцию вентилятора, позволяет уменьшить количество ступеней турбины вентилятора и улучшает сопряжение турбины с вентилятором или компрессором. Диски и барабаны изготавливаются из алюминиевых сплавов АК2, АК4, АК6, ВД-17, титановых сплавов ВТ3-1, ВТ8, ВТ10, сталей 30ХГСА, 40ХН3М, 18ХНВА, 40ХНМА, 12Х2Н4А, 13Х14НВФРА (обычно для последних ступеней КВД высоконапорных компрессоров). Валы роторов и стяжные болты выполняются из сталей 40ХНМА, 18ХНВА, 12Х2Н4А, 30ХГСА. Детали лабиринтных уплотнений можно изготовить из стали 10 или из алюминиевых сплавов. Детали корпусов выполняют из алюминиевых и магниевых сплавов АЛ4, АЛ5, МЛ5, стали 10, титановых сплавов. При применении титановых сплавов в конструкции компрессора необходимо учесть несколько особенностей: - титановые сплавы – самые стойкие против коррозии; за 4000 лет лопатка из титанового сплава в морской воде прокорродировала бы всего на 0,1 мм (на толщину листа бумаги); - титановые сплавы имеют высокий коэффициент трения и низкую износостойкость (плохо противостоят эрозионному износу), поэтому лопатки из них хромируют или напыляют нитридом титана (не азотируют, так как азот сильно упрочняет поверхность, но снижает ее пластичность); - теплопроводность титановых сплавов в 15 раз ниже, чем алюминиевых сплавов, и в 5 раз ниже, чем сталей, поэтому в сварочных швах появляются остаточные напряжения; - при температурах выше 500 ºС титан хорошо взаимодействует с кислородом, поэтому при трении титана о титан при плохой теплопроводности наступает быстрый разогрев и может возникнуть «титановый» пожар (если рабочие лопатки – из титанового сплава, то рабочие кольца над ними необходимо делать стальными; если ротор – из титанового сплава, то лопатки направляющих аппаратов – стальные). 2.12. Центробежные компрессоры 2.12.1. Классификация центробежных компрессоров Центробежные компрессоры можно классифицировать по следующим признакам (рис. 2.42): - по конструкции лопаток колеса – компрессоры с радиальными лопатками и с лопатками, расположенными под углом к радиусу, против 81 вращения, позволяющими повысить напорность компрессора без увеличения окружной скорости и диаметральных размеров (так называемые активные лопатки); - по конструкции входа и рабочего колеса – компрессоры с односторонним входом, применяемые при малых секундных расходах воздуха, и компрессоры с двусторонним входом и двусторонним колесом, применяемые при больших расходах воздуха; - по типу колеса – компрессоры с открытым, полуоткрытым и закрытым колесом; - по числу ступеней сжатия – одно-, двух- и многоступенчатые компрессоры (применение двух- и многоступенчатых центробежных компрессоров значительно усложняет конструкцию двигателя). а б в г д е ж Рис. 2.42. Типы рабочих колес центробежного компрессора: а – открытое одностороннее колесо; б – полуоткрытое колесо; в – закрытое колесо; г – двустороннее колесо; д – колесо с лопатками, изогнутыми против вращения; е – колесо с радиальными лопатками; ж – колесо с лопатками, изогнутыми по вращению При максимально допустимых из условий прочности рабочего колеса (крыльчатки) окружных скоростях порядка 450...500 м/с степень повышения давления центробежного компрессора обычно составляет 4,0...4,5. При использовании сверхзвуковых диффузоров и активных крыльчаток степень повышения давления может достигать 6...10. Габариты центробежного компрессора определяются потребным расходом воздуха и осевой скоростью воздуха на входе в крыльчатку. Максимальная скорость на входе не должна превышать 120...150 м/с, так как дальнейшее увеличение осевой скорости приводит к возрастанию потерь при входе во вращающуюся крыльчатку. При этом условии в конструкциях применяемых центробежных компрессоров с односторонней крыльчаткой удельный расход воздуха, т. е. отношение секундного весового расхода воздуха к лобовой площади компрессора, составляет 15...30 кг/(с·м2). Применение двухсторонней крыльчатки позволяет при тех же ее диаметральных габаритах получать расход воздуха на 80…85 % больше, чем при односторонней крыльчатке. 82 2.12.2. Конструкция элементов центробежного компрессора Компрессоры с крыльчаткой открытого типа могут применяться в качестве второй ступени в двухступенчатых компрессорах, так как вследствие высокой температуры воздуха применение алюминиевых сплавов невозможно, а изготовление крыльчатки полуоткрытого или закрытого типа из стали или титанового сплава нетехнологично. Такое колесо имеет малую массу, удовлетворительную технологичность, но достаточно высокие гидравлические потери. Гидравлические потери колеса закрытого типа невелики, величина зазора между корпусом и рабочим колесом не влияет на потери, но колесо получается сложным по конструкции и в изготовлении и имеет недостаточную прочность при высоких окружных скоростях из-за малой прочности закрывающей (передней) стенки. Наиболее употребительными в большинстве современных ГТД являются ЦБК с крыльчаткой полуоткрытого типа. Лопатки такого колеса выполняются как одно целое с диском, придающим всей детали прочность и жесткость. Форма канала в такой крыльчатке более благоприятна, чем в крыльчатке открытого типа, и менее сложна, чем в крыльчатке закрытого типа. Полуоткрытые колеса изготавливают из жаропрочных алюминиевых сплавов штамповкой с последующей механической обработкой и полированием наружных поверхностей. После полирования поверхности анодируются для предохранения колеса от коррозии. Анодирование одновременно увеличивает твердость поверхности, уменьшает ее эрозионный износ от пыли, делает ее более гладкой, что снижает гидравлические потери. Соединение колеса с валом может быть выполнено несколькими способами: - шлицевым соединением на небольших компрессорах и при невысоких передаваемых крутящих моментах; - фланцево-болтовым соединением с передачей крутящего момента за счет сил трения и болтами или шпильками, работающими на срез. Размеры колеса выбирают вначале ориентировочно по результатам газодинамического расчета, а затем уточняют при расчете колеса на прочность. Размеры выбирают следующим образом (рис. 2.43): - толщина диска на периферии = 3…5 мм; - угол конусности = 2…5º; - ширину ступицы b 0 выбирают конструктивно, сообразуясь с расчетным размером b 1 , а затем корректируют после прочностного расчета; - радиус R ф (радиус фрезы) желательно принимать побольше для обеспечения плавности перехода канала (обычно R ф ≈ 1,5b 1 или R ф ≈ 0,25D 2 ); - толщину лопатки выбирают после расчета ее на колебания. 83 Перед рабочим колесом устанавливается направляющий аппарат, который может быть неподвижным (ННА) или вращающимся, соединенным с колесом (ВНА). ННА ставят в том случае, когда необходимо создать закрутку потока воздуха в направлении вращения колеса для уменьшения относительной скорости M W на входе в колесо. ВНА предназначен для обеспечения входа потока воздуха в колесо с минимальными потерями. Это, как правило, отдельная деталь в виде набора профилированных лопаток, прикрепляемая к рабочему колесу фланцево-болтовым соединением. Углы установки лопаток ВНА определяют из газодинамического расчета. При этом стараются обеспечить диффузорность не более 12º, чтобы не возникало срыва потока. Рис. 2.43. Геометрия рабочего колеса центробежного компрессора На выходе из колеса устанавливается лопаточный диффузор, представляющий собой диск с лопатками. При сверхзвуковом потоке на выходе из колеса перед лопаточным диффузором ставится щелевой (безлопаточный) диффузор. КПД щелевого диффузора ниже, чем лопаточного, но он позволяет затормозить поток до дозвуковой скорости безударно, что исключает срывное натекание в лопаточном диффузоре. Корпус компрессора изготавливают составным из нескольких частей с плоскими разъемами, перпендикулярными оси вала. Центровка отдельных частей выполняется по посадочным пояскам или штифтам, отдельные детали соединяются шпильками или болтами. Силовая часть корпуса – корпус диффузора. К нему крепятся корпусы входных патрубков. Для предотвращения засасывания посторонних предметов входные патрубки могут закрываться защитными сетками. 84 2.12.3. Расчет на прочность фланцевого соединения колеса с валом Пусть необходимо передать крутящий момент M КР с вала на крыльчатку. Для этого во фланцевом соединении (рис. 2.44) необходимо обеспечить момент трения, больший M КР (обычно принимают M TP 1,25M КР ). Момент трения обеспечивается созданием удельного давления k при затяжке шпилек или болтов. Рис. 2.44. Расчетная схема фланцевого соединения крыльчатки с валом Элементарный момент трения на площадке величиной RdφdR определяется формулой dM TP = R2kμdφdR, где μ – коэффициент трения (например, для пары алюминий – сталь μ = 0,15…0,20). Полный момент трения (в пренебрежении площадью отверстий под болты) 2 R2 M TP R 2 k ddR 0 R1 2 k R23 R13 . 3 Выражение для определения удельного давления от осевой силы затяжки стыка имеет вид РЗАТ , k R22 R12 R23 R13 2 , откуда можно определить полную силу затогда M ТР РЗАТ 2 3 R2 R12 тяжки P ЗАТ и силу, приходящуюся на одну шпильку при их количестве i. В выполненных конструкциях удельное давление k ≈ 35…36 МПа. 85 Если необходимо соединить вместе колесо, вал и ВНА, то конструкция может выглядеть так, как показано на рис. 2.45. Рис. 2.45. Схема соединения ВНА, крыльчатки и вала На рис. 2.46 изображена крыльчатка перспективного центробежного компрессора со сплиттерными лопатками: степень повышения давления составляет 9,6; расход воздуха G B = 3,3 кг/с; окружная скорость на периферии колеса U 2 = 628 м/с; частота вращения ротора – 40 000 об/мин; КПД – 0,8. Рис. 2.46. Трехрядная крыльчатка перспективного центробежного компрессора 2.12.4. Конструкционные материалы для ЦБК Колесо и ВНА выполняют, как правило, штамповкой из алюминиевых сплавов АК2 или АК4 с последующей механической обработкой, а также из титановых сплавов и сталей. 86 Неподвижный направляющий аппарат изготавливают из листового дюралюминия Д1, корпус и диффузор – из силуминов АЛ4 или АЛ5, вал – из сталей 18ХНВА, 12Х2Н4А, 40ХНМА. 2.13. Уравновешивание (балансировка) роторов компрессоров Собранный ротор компрессора уравновешивают, стремясь свести к нулю сумму сил инерции и сумму моментов сил инерции вращающихся масс ротора относительно оси вращения. Это делают путем снятия материала в нужных местах, установкой балансировочных грузов, заменой рабочих лопаток, подбором шайб под гайки и т. д. Дисбаланс является причиной существования критических скоростей, при которых ротор начинает вибрировать. Динамическую балансировку ротора проводят в заводских условиях на специальных балансировочных машинах, которые позволяют определить величину и направление действия неуравновешенного момента. Полностью уравновесить ротор практически невозможно. Остаточная неуравновешенность характеризуется величиной допустимого дисбаланса. Дисбаланс – это статический момент груза, г·см, который нужно поместить в плоскости опоры ротора, чтобы ротор был уравновешен полностью (находился в состоянии безразличного равновесия). На рис. 2.47 показаны передний и задний пояса балансировки ротора компрессора низкого давления с установленными на них балансировочными грузами. Рис. 2.47. Компрессор низкого давления: 1 – передний балансировочный пояс; 2 – задний балансировочный пояс Контрольные вопросы 1. Перечислите типы компрессоров авиационных ГТД. 2. Приведите примеры двигателей с различной формой проточной части осевых компрессоров. 3. Перечислите типы роторов осевых компрессоров, выполните их сравнительную оценку. 87 4. Каким образом передается крутящий момент от ступени к ступени в роторах барабанной, дисковой и барабанно-дисковой конструкций? 5. Рассмотрите различные способы соединения дисков в барабаннодисковых роторах. Укажите их преимущества и недостатки. 6. Что предусмотрено в конструкции компрессоров для обеспечения их газодинамической устойчивости? 7. Проанализируйте различные способы крепления и фиксации рабочих лопаток в осевом компрессоре. 8. Какие мероприятия предусмотрены для уменьшения осевой силы, действующей на радиально-упорный подшипник? 9. С какой целью на входе в центробежный компрессор установлен неподвижный направляющий аппарат (ННА)? 10. Какое назначение вращающегося направляющего аппарата (ВНА) в центробежном компрессоре? 11. Выполните сравнительный анализ крыльчаток центробежного компрессора различных типов. 12. Что предусмотрено в конструкции ротора для возможности его балансировки? Тема 3. КОНСТРУКЦИЯ ГАЗОВЫХ ТУРБИН 3.1. Назначение и условия работы газовых турбин. Основные требования к конструкции газовой турбины и способы их реализации Газовая турбина ГТД предназначена для преобразования части энтальпии (теплосодержания) горячего газа в механическую работу, которая идет на привод компрессора, агрегатов, а в ТВД и ТВаД – и на привод воздушного винта. Газовые турбины авиационных ГТД отличаются большой мощностью, развиваемой в одном агрегате, при небольших габаритах и массе и относительной простоте конструкции. Мощность турбин авиационных ГТД достигает 30 000...100 000 кВт и более, масса узла турбины – от нескольких десятков до 700...900 кг. Обеспечение такой большой мощности при малых габаритах и массе возможно при значительной величине температуры газа перед турбиной. Повышение температуры газа Т Г позволяет увеличивать удельную тягу ГТД (в среднем на 10...15 % на каждые 100 °C). С ростом температуры Т Г повышается интенсивность газодинамических и тепловых процессов, приводящих к значительному увеличению нагрузок различного характера, что, в свою очередь, приводит к ограничению ресурса турбины, а значит, и двигателя в целом, и практически решающим образом влияет на надежность турбины и двигателя. 88 Условия работы современных авиационных газовых турбин можно характеризовать следующими показателями: – высокая температура газов перед турбиной (освоенным в настоящее время уровнем Т Г является 1 400...1 700 К, опытные образцы турбин работают при Т Г = 1 900...2 000 К); – высокие динамические (от неравномерности газового потока) и статические (от центробежных сил) нагрузки, достигающие в рабочей лопатке 10…12 т; – эрозионно-коррозионное воздействие на элементы турбины в химически активной газовой среде; – неравномерность температурных полей, достигающая на лопатке 100 °C, на диске – 150...250 °C ; – большие скорости газового потока (до М = 0,4...0,9) в сочетании с наличием твердых частиц в потоке. Такое сочетание неблагоприятных условий работы узла турбины приводит к существенному ограничению ресурса двигателя в целом и снижению показателей его надежности. Исходя из важности узла турбины в конструкции ГТД и его влияния на ресурс и надежность двигателя, к газовой турбине при ее создании предъявляют весьма жесткие требования: 1. Как можно больший КПД (для современных турбин он составляет 0,88...0,93). В современных турбинах это достигается: – оптимальным выбором числа ступеней и параметров газа; – тщательным профилированием (в том числе – трехмерным) лопаток рабочего колеса и соплового аппарата, обеспечением высокой чистоты рабочих поверхностей, что уменьшает гидравлические потери; – уменьшением перетекания газа в осевых и радиальных зазорах путем применения лабиринтных уплотнений, работающих в сочетании с легкоприрабатываемыми сотовыми вставками, что позволяет обеспечить беззазорную сборку уплотнений как в осевыx, так и в радиальных зазорах; – нарезкой гребешков лабиринтных уплотнений на бандажных полках, выполненных на периферии пера рабочих лопаток и предотвращающих как радиальное, так и осевое перетекание газа; – путем управления радиальным зазором между рабочей лопаткой и корпусом в зависимости от режима работы двигателя; – предупреждением срыва потока с лопаток благодаря применению лопаток со струйным закрылком и «тандемных» (разрезных) лопаток (оба мероприятия позволяют воздействовать на пограничный слой для предотвращения его отрыва, увеличить нагрузку на лопатку; лопатки со струйным закрылком целесообразно использовать в конструкциях с охлаждаемыми лопатками, когда охлаждающий воздух выбрасывается через щель в задней кромке пера; разрезные лопатки не требуют подачи вторичного воздуха); – применением поворотных регулируемых сопловых лопаток. 89 2. Обеспечение необходимой мощности при наименьших габаритах и массе. Это достигается: – повышением температуры газа перед турбиной; – увеличением теплоперепада, срабатываемого на одной ступени турбины при одновременном увеличении окружной скорости на среднем радиусе колеса. Уменьшение габаритов и массы узла турбины при заданной ее мощности путем увеличения нагрузки на рабочую лопатку и ступень в целом приводит к росту коэффициента подъемной силы С у профиля лопатки и увеличению перепада давления между спинкой и корытцем лопатки. Это, в свою очередь, может вызвать сильное торможение потока на поверхности профиля, отрыв потока и большие потери, что снизит КПД и мощность. Сохранить высокую эффективность турбины при увеличении нагрузки на ступень можно путем управления пограничным слоем, совершенствованием конструктивных форм элементов и технологии их изготовления, применением легких высокопрочных материалов (например, титановых сплавов) для изготовления отдельных деталей, проектированием и изготовлением деталей с одинаковым коэффициентом запаса прочности во всех сечениях, что позволяет получить деталь минимальной массы, удовлетворяющую нормам прочности. 3. Высокая надежность и большой ресурс. Выполнение этого требования обеспечивается: – применением жаропрочных и жаростойких сплавов; – высоким качеством изготовления деталей турбины с совершенным и многократным контролем качества при изготовлении; – интенсификацией охлаждения в целях снижения температуры и уменьшения температурных напряжений в наиболее нагретых деталях турбины; – подавлением опасных колебаний в элементах турбины (особенно в рабочих лопатках как наиболее подверженных колебаниям) или уменьшением до безопасного уровня вибрационных напряжений путем бандажирования, устранения разношаговости в сопловых аппаратах и рабочих колесах; – применением жесткого силового корпуса турбины, не пробиваемого при обрыве рабочей лопатки и обеспечивающего стабильность зазоров в узле турбины и надежную работу подшипников. Необходимо также учитывать, что надежность и ресурс турбины, как показывает практика эксплуатации ГТД, в большей степени зависят от числа циклов нагружения и теплосмен, связанных с запуском, остановкой и изменением режимов работы двигателя, чем от общего количества часов наработки двигателя. 4. Возможность ремонта узла турбины и его простота (ремонтопригодность). Этот показатель является весьма важным, так как стоимость 90 узла турбины составляет 35...45 % от стоимости двигателя. В современных ГТД это требование обеспечивается благодаря применению модульных конструкций, позволяющих в эксплуатации выполнять ремонт заменой модуля турбины при сравнительно невысоких трудозатратах. 5. При проектировании узла турбины должна также обеспечиваться контролепригодность – возможность осмотра и контроля состояния наиболее нагруженных деталей. Оптимально решить перечисленные проблемы можно с использованием накопленного опыта создания турбин в отечественном и зарубежном авиадвигателестроении. Обобщение и анализ такого опыта облегчают решение задачи правильного выбора параметров турбины со всесторонним учетом различных факторов и позволяют определить тенденции в развитии газовых турбин, к которым можно отнести: - увеличение числа ступеней, связанное с ограничением по величине окружной скорости на среднем радиусе 300...350 м/с и с применением двух- и трехроторных схем двигателя; - широкое применение воздушного охлаждения деталей турбины (в связи с ростом Т Г ) с разработкой конструктивных мер для наиболее рационального использования охлаждающего воздуха (дефлекторы у дисков и спутная закрутка при подводе охлаждающего воздуха; применение развитой переходной части между пером и замком рабочей лопатки для уменьшения теплоотвода в диск; конвективное, проникающее и заградительное охлаждение лопаток; предварительное охлаждение охлаждающего воздуха; управление подачей охлаждающего воздуха в зависимости от режима работы двигателя); - широкое применение полочного бандажирования рабочих лопаток в сочетании с лабиринтными уплотнениями; - размещение в одном пазу двух рабочих лопаток как средство борьбы с вибрациями лопаток и для возможности установки большого числа рабочих лопаток на ободе диска при сохранении прочностных свойств диска; - тщательный контроль однородности кольцевого температурного поля перед турбиной в целях исключения перегрева и неравномерного нагрева лопаток (снижения термоциклических напряжений); - управление радиальным зазором, разработка новых видов уплотнений проточной части (щеточных). 3.2. Конструктивные схемы и параметры газовых турбин Конструктивные схемы турбин различаются по направлению движения газа: осевые и радиальные, активные и реактивные турбины. Радиальные турбины, в свою очередь, бывают центробежными и центростремительными. В авиационных ГТД наиболее широко применяются осевые турбины. Радиальные центростремительные турбины находят примене91 ние в малоразмерных ГТД и вспомогательных силовых установках (например, ВСУ ТА-8В на вертолете Ми-26, рис. 3.1). Рис. 3.1. Центростремительная радиальная газовая турбина: 1 – корпус турбины; 2 – радиально-упорный шарикоподшипник; 3 – вал турбины; 4 – радиальный шарикоподшипник; 5 – колесо турбины; 6 – сопловой аппарат турбины; 7 – вращающийся спрямляющий аппарат; 8 – выхлопная труба В дальнейшем будем рассматривать конструкцию осевых реактивных турбин. Ступень осевой турбины состоит из соплового аппарата и рабочего колеса (рис. 3.2). Рис. 3.2. Ступень осевой турбины 92 По числу ступеней различают одноступенчатые и многоступенчатые (до 9 ступеней) турбины. Многоступенчатые турбины, в свою очередь, могут быть одно-, двух- и трехроторными (рис. 3.3). а б в Рис. 3.3. Примеры классификации осевых турбин по числу ступеней и количеству роторов: а – трехступенчатая одновальная турбина; б – шестиступенчатая двухвальная турбина (2 + 4); в – пятиступенчатая трехвальная турбина (1 + 1 + 3) Основные параметры, характеризующие турбину, можно условно разделить на три группы. К первой группе относятся параметры, характеризующие турбину как лопаточную машину: – температура газа перед турбиной; – степень понижения давления на турбине (составляет от 2,5...5,0 для ТРД до 8...15 для ТВД и ТВаД); – коэффициент полезного действия турбины; – эффективная работа ступени турбины, совершаемая одним килограммом рабочего тела (газа), проходящего через турбину 4 L CT = (15…30)·10 Дж/кг. Ко второй группе относятся параметры, характеризующие конструктивное совершенство узла турбины: 1. Относительный диаметр втулки d BT = 0,5...0,8. Обычно d BT менее 0,5 не применяется, так как при этом увеличивается длина рабочей лопатки, что приводит к снижению ее вибропрочности и ухудшению условий размещения необходимого числа лопаток на ободе диска. 2. Длина лопатки h T определяется на основании учета следующих факторов: она не должна быть слишком большой, чтобы не ухудшить ее прочностные и вибрационные характеристики, но и не должна быть слишком короткой, чтобы не ухудшались ее газодинамические показатели. В выполненных конструкциях относительная длина рабочих лопаток первых ступеней hT hT / DCP 1/6…1/8, иногда до 1/12, последних ступеней – до 1/5. Длина сопловой лопатки выбирается на 1...2 % меньше длины рабочей лопатки, чтобы в рабочем состоянии после разогрева конструкции газовый поток не ударял в обод диска турбины. 3. Удлинение лопаток λ = h T /b CP , где h T – длина лопатки по выходной кромке; b CP – средняя хорда профиля на среднем диаметре. В выполненных конструкциях для рабочих лопаток λ = 2...5, для сопловых аппаратов 93 λ = 1,2...3,0 (для первых ступеней турбины выбирают меньшие λ, для последних – большие). По величине удлинения при проектировании турбины оцениваются хорда лопатки и густота решетки t CP на среднем диаметре. Густота решетки для рабочих лопаток составляет 1,1...1,6, для сопловых аппаратов – 1,3...2,0. 4. Количество рабочих лопаток на первых ступенях составляет 90–150, на последних – 75–85. Иногда число лопаток, выбранное по оптимальной величине t CP , изменяется, чтобы избежать опасных резонансных колебаний. 5. Форма проточной части. Проточная часть турбины с постоянным наружным диаметром D 2 = const (рис. 3.4) отличается простотой конструкции статора, хорошим согласованием линий тока в турбине и в выходном устройстве, простой возможностью сохранения постоянства радиального зазора. Однако лопатки последних ступеней могут быть очень длинными, что снижает их прочность и виброустойчивость. Увеличение углов расширения проточной части турбины до величин больше 18...20° может привести к срывному течению. Кроме того, при такой форме проточной части турбина имеет максимальное число ступеней, так как средний радиус к последним ступеням уменьшается, падает окружная скорость u CP , уменьшается от первых ступеней к последним величина срабатываемого теплоперепада. Рис. 3.4. Проточная часть турбины с постоянным наружным диаметром При проточной части турбины с постоянным втулочным диаметром D 1 = const (рис. 3.5) срабатываемый теплоперепад возрастает от пер94 вых ступеней к последним, поэтому число ступеней минимальное. Последние ступени имеют сравнительно короткие лопатки, что позволяет обеспечить их прочность и вибростойкость. Недостатки такой схемы – сложная конструкция статора, увеличенный диаметральный габарит и плохое согласование линий тока в турбине и выходном устройстве. Рис. 3.5. Проточная часть турбины с постоянным втулочным диаметром Проточная часть турбины с постоянным средним диаметром D CP = const (рис. 3.6) – компромиссная схема. Теплоперепады на всех ступенях одинаковы, лопатки последних ступеней несколько длиннее, чем во второй схеме, но короче, чем в первой. Углы расширения проточной части не превышают предельных (не более 15...18°). Удовлетворительное согласование линий тока в турбине и в выходном устройстве. Недостатками этой схемы являются повышенная сложность конструкции статора и несколько увеличенный диаметральный габарит. Рис. 3.6. Проточная часть турбины с постоянным средним диаметром 95 6. Удельная масса узла турбины – отношение массы турбины к развиваемой мощности. В современных газовых турбинах удельная масса узла составляет 0,01...0,04 кг/кВт. 7. Относительная масса узла турбины – отношение массы турбины к массе двигателя. В ТРД эта величина составляет 0,20...0,35, в ТВД и ТВаД – 0,30...0,45. На массу ротора турбины приходится до 55 % от всей массы узла турбины, 25...30 % составляет масса сопловых аппаратов, 10...12 % – масса корпуса с опорами. Третья группа – параметры, характеризующие турбину как объект технического обслуживания и ремонта (эксплуатационная и ремонтная технологичность, ремонтопригодность). Эти показатели должны закладываться еще на этапе проектирования и конструкторской разработки узла турбины. 3.3. Рабочие лопатки турбин Рабочие лопатки обеспечивают преобразование энергии газового потока в механическую работу турбины. На рабочую лопатку турбины действуют нагрузки: – центробежная сила от массы пера лопатки, вызывающая напряжения растяжения; – осевая и окружная газовые силы, вызывающие напряжения изгиба в пере лопатки; – неравномерное температурное поле, вызывающее термические напряжения. Кроме того, лопатка турбины подвержена вибрации, коррозионному и эрозионному воздействию со стороны газового потока. Требования к лопаткам турбины аналогичны требованиям, предъявляемым к компрессорным лопаткам, однако следует отметить, что требования к лопаткам турбины более жесткие, так как турбинные лопатки работают в более тяжелых условиях, обусловленных воздействием высоких температур газового потока. Рабочие лопатки турбин имеют те же конструктивные элементы, что и лопатки компрессора (перо, хвостовик), но иные геометрические пропорции: для них характерными являются более толстые и изогнутые профили, сильно развитые переходные части и хвостовики (рис. 3.7). Из соображений прочности и жесткости перо лопатки выполняется клиновидным с более резким уменьшением площадей сечений от корня к периферии, чем у компрессорных лопаток. Между профильной и замковой частями обычно выполняется полка, образующая внутренний контур проточной части турбины и защищающая хвостовик лопатки и обод диска от перегрева горячим газом. Сильно развитая переходная часть (длина ее может достигать до 50 % от длины ло96 патки) позволяет разместить замок лопатки ближе к центру диска в области более низких температур, что благоприятно сказывается на несущей способности замка и позволяет выполнить диск более тонким, так как обод диска будет работать в области пониженных по сравнению с проточной частью температур. Рис. 3.7. Рабочая лопатка турбины: 1 – перо лопатки; 2 – бандажная полка; 3 – гребешки лабиринтного уплотнения; 4 – полка в корневом сечении; 5 – удлиненная ножка; 6 – елочный замок Для снижения уровня вибронапряжений в пере лопатки и для повышения ее демпфирующих свойств часто применяется проволочное, втулочное или полочное бандажирование (рис. 3.8). Бандажные полки на концах рабочих лопаток образуют в сборе кольцо, которое способствует уменьшению потерь на перетекание, при этом КПД турбины возрастает на 1,5...2,0 %. Сверху на бандажных полках обычно нарезаются гребешки лабиринтного уплотнения, работающего в сочетании с легкоприрабатываемыми металлокерамическими (железоникельграфитовыми) или сотовыми вставками, укрепленными в корпусе турбины. Полки в холодном состоянии могут быть поставлены плотно одна к другой (с небольшим натягом) или с зазором до 0,2 мм. а б Рис. 3.8. Рабочие лопатки с полочным (а) и проволочным (б) бандажированием 97 Свободный конец лопатки при отсутствии бандажной полки заостряется (снимается фаска) для облегчения приработки к покрытию и предотвращения поломок при касании лопатки о покрытие при приработке двигателя. Комплект рабочих лопаток на колесе подбирается по массе (отклонения в массах лопаток одного комплекта не должны превышать 3...5 г) для облегчения балансировки ротора, а также по частоте первого тона изгибных колебаний (допуск – не более 3 %). Принципиально все типы замковых соединений, применяемых для крепления рабочих лопаток компрессора, могут быть использованы и в турбине (рис. 3.9). а б в г д е Рис. 3.9. Способы крепления рабочих лопаток газовой турбины: а – елочный замок; б – цилиндрический; в – Т-образный; г – гребенчатый; д – елочные кольцевые пазы; е – сварка Однако большое количество экспериментальных исследований различных типов замков позволило отобрать наиболее работоспособный для крепления лопаток турбины. Таким замком, который применяется в настоящее время в турбине наиболее широко, является елочный замок. Он позволяет передавать на диск большие центробежные нагрузки (на каждую пару зубьев замка приходится сила до 2...3 т) при малой массе и габаритах и осуществлять охлаждение лопаток путем отвода тепла в обод диска и продувкой воздухом замковых зазоров. Елочному замку присущи недостатки: – наличие концентраторов напряжения в зубьях замка, что может вызвать усталостные трещины; – сложность и высокая стоимость изготовления, так как для получения равномерной загрузки зубьев необходима высокая точность их изготовления. Иногда для размещения на диске заданного количества лопаток применяют сдвоенные замки – две лопатки крепятся в одном замковом пазу (рис. 3.10). При таком креплении улучшается демпфирование колебаний 98 лопаток за счет трения не только замка о диск, но и половинок замка между собой. Лопатки, как правило, крепятся в продольных пазах, но может быть применено крепление и в кольцевых пазах (наиболее приемлемы в этом случае штифтовой и зубчатый замки). Рис. 3.10. Крепление рабочих лопаток по две в один елочный паз Как и в компрессорах, в турбинах применяется индивидуальная или групповая осевая фиксация лопаток (рис. 3.11). Рис. 3.11. Способы фиксации рабочих лопаток Групповая фиксация лопаток осуществляется дефлекторами, проставочными кольцами, разрезным пружинным кольцом, плоскими секторами-фиксаторами (РД-33). Индивидуальная фиксация лопаток выполняется упорными зубьями, пластинчатыми замками, сухариками в переходной части (АЛ-7Ф). Возможность применения простых и легких фиксаторов обусловлена тем, что осевая газовая сила, действующая на одну лопатку, не превышает 1 000 Н, в то время как сила трения, препятствующая выходу лопатки из паза, в 10–20 раз больше. 99 Рабочие лопатки могут быть выполнены и заодно с диском (например, турбина ВСУ АИ-9, турбина низкого давления ТРДД 36МТ). 3.4. Диски турбин, их соединение между собой и с валом Диски турбин служат для размещения рабочих лопаток и передачи от них на вал крутящего момента и осевой силы. Нагрузки, действующие на диск турбины: – большие растягивающие усилия от центробежных сил массы самого диска и прикрепленных к нему рабочих лопаток с замками и фиксаторами; – изгибающие моменты от разности давлений на боковые поверхности диска и крутящий момент; – динамические напряжения, вызванные колебаниями дисков; – температурные напряжения, обусловленные неравномерностью нагрева диска по радиусу и толщине. Форма диска определяется распределением рабочих напряжений и способом соединения дисков между собой и с валом. В общем случае диск состоит из обода, полотна и ступицы (рис. 3.12). Рис. 3.12. Диск турбины: 1 – паз крепления лопатки; 2 – обод; 3 – полотно; 4 – ступица; 5 – отверстия подвода охлаждающего воздуха Соединение дисков между собой и с валом должно обладать достаточной механической прочностью при малой массе и обеспечивать передачу крутящего момента, надежное центрирование деталей, необходимую 100 изгибную жесткость ротора (чтобы не происходило раскрытия стыков) и удобство сборки и разборки узла турбины. Кроме того, в соединении дисков с валом должны быть предусмотрены конструктивные элементы, уменьшающие передачу тепла от диска к валу и подшипнику. Обод диска (расширенная периферийная часть) служит для размещения и крепления рабочих лопаток. Полотно (тело диска) из условия равнопрочности уменьшается по толщине от центра к периферии. Из технологических соображений профиль полотна стараются выполнять простой формы – коническим или плоским с коническими участками. На способ соединения дисков между собой и с валом влияют количество дисков, величина нагрузок, способ охлаждения деталей турбины, условия сборки и разборки узла турбины, преемственность в использовании освоенных технологий и т. п. Соединение дисков между собой и с валом может быть разборным и неразборным. Разборные соединения (рис. 3.13): – шлицевое (турбина среднего давления и турбина вентилятора ТРДД Д-36); – фланцево-болтовое (ТВД Д-36, ТНД Д-30, ВСУ АИ-8); – соединение удлиненными периферийными шпильками или болтами (НК-12, ТВ3-117); – стяжка центральным стяжным болтом. Рис. 3.13. Разборные соединения дисков турбины с валом: 1 – стяжной болт; 2 – призонная втулка; 3 – конус; 4 – торцевые шлицы; 5 – осевой штифт; 6 – осевые шлицы; 7 – радиальный штифт; 8 – гайка Неразборные соединения (рис. 3.14): – фланцево-штифтовое соединение диска с валом (Р11Ф-300, ТВД Д-20П, Д-30); – соединение дисков между собой с помощью промежуточного силового кольца и радиальных штифтов (АМ-3, АЛ-7Ф, РД-9Б); 101 а б в Рис. 3.14. Соединение дисков и вала напрессовкой и штифтовкой: а – соединение диска и проставочного кольца; б – напрессовка буртом; в – вильчатая напрессовка – диск и вал могут быть выполнены как одно целое (например, вторая ступень свободной турбины ТВ3-117). Разборные соединения упрощают сборку и разборку узла турбины и снижают ремонтные затраты. При этом может быть выполнена раздельная отбраковка отдельных поврежденных деталей. Однако при применении разборных соединений труднее обеспечить необходимую жесткость ротора. Неразборные соединения выполняют напрессовкой деталей ротора по цилиндрическим буртам с натягом 0,2…0,5 мм и дополнительной фиксацией соединения, как правило, гладкими штифтами. 3.5. Расчет осевой силы, действующей на ротор турбины Знание величины осевого газодинамического усилия, действующего на ротор турбины, необходимо для расчета крепления дисков между собой и с валом, расчета на прочность вала турбины, соединительной муфты валов компрессора и турбины и радиально-упорного подшипника. Расчетная схема представлена на рис. 3.15. На рабочее колесо турбины с передней стороны действует давление газа на входе в колесо р Г , давление воздуха в полости А р А , давление в межлабиринтных полостях р Л и давление в полости вала р В . С задней стороны на рабочее колесо действует давление газа за турбиной р Т . Осевое усилие Pa , действующее на ротор турбины, определяется как сумма сил, действующих на отдельные ступени: n Pa PCT i . i 1 В свою очередь, осевая газовая сила одной ступени складывается из силы Р Л , действующей на лопаточный венец, и силы Р Д , действующей на диск: Р СТ = Р Л + Р Д . 102 Рис. 3.15. Расчетная схема для определения осевого усилия, действующего на ротор турбины Сила, действующая на лопаточный венец, определяется как сумма динамического и статического воздействия газового потока: Р Л = G Г (с аТ – с аГ ) + р Т F ЛВ вых – р ср F ЛВ вх , где рср рГ рА ; F ЛВ вых и F ЛВ вх – площади кольца лопаточного венца со2 ответственно на выходе и входе рабочего колеса. Сила Р Д определяется только как статическое воздействие газового потока на боковые поверхности диска: Р Д рТ FД вых р А FА р ЛАБ FЛАБ р В FВ , где FД вых , FА , FЛАБ и FВ – площади соответственно диска с задней стороны, поверхности в полости А, в лабиринтной полости и внутренней полости вала. Осевые газовые силы роторов современных турбин достигают величины 20…40 т и направлены по потоку газа (назад). Вычислив значение осевой силы Р а , можно произвести оценочный расчет узла соединения вала с диском обычными методами сопротивления материалов с учетом соответствующих эксплуатационных перегрузок. Поскольку ротор турбины соединен с ротором компрессора специальной соединительной муфтой, то очевидно, что осевая сила, действующая на радиально-упорный подшипник, будет равна разности осевых сил, действующих на роторы компрессора и турбины. Эта сила (разность) направлена обычно вперед (по полету) и используется при подборе и расчете радиально-упорного подшипника. 103 3.6. Статоры газовых турбин Статор газовой турбины состоит из сопловых аппаратов, корпусов и элементов опор турбины. 3.6.1. Корпусы газовых турбин Корпус турбины (рис. 3.16) представляет собой цилиндрическую или коническую оболочку (в зависимости от формы проточной части) с фланцами для соединения с одной стороны с внешним корпусом камеры сгорания, а с другой – с корпусом форсажной камеры или выходного устройства. Состав корпуса турбины: – корпусы сопловых аппаратов; – корпус (кожух) вала турбины; – корпус опоры турбины (при наличии опоры перед турбиной); – задний корпус (при наличии опоры за турбиной). Требования к корпусу турбины: – высокая изгибная жесткость, исключающая задевание ротором статора при изгибных деформациях двигателя; – надежное центрирование элементов корпуса в местах их соединения; – минимальный нагрев стенок корпуса и конструкции летательного аппарата; – возможность и удобство осмотра элементов турбины в процессе эксплуатации. Рис. 3.16. Силовая схема корпуса турбины: 1 – лопатки спрямляющего аппарата компрессора; 2 – кожух вала; 3 – корпус передней опоры; 4 – диафрагма; 5 – корпус соплового аппарата с лопатками; 6 – радиальные силовые элементы; 7 – корпус задней опры Корпусы сопловых аппаратов служат для размещения и крепления сопловых аппаратов турбины. В принципе, корпусы сопловых аппаратов могут выполняться как с поперечными, так и с продольными разъемами. Продольный разъем, хотя и облегчает монтаж узла турбины и осмотр его в процессе эксплуатации, применяется редко (в авиационных двигателях 104 – никогда, а в стационарных ГТУ – на сравнительно холодных секциях свободных турбин). При таком разъеме возникают несимметричные температурные деформации корпуса, приводящие к неравномерным радиальным зазорам в турбине, что усиливает вибрации рабочих лопаток и появляется опасность касания лопатками корпуса. Наиболее часто применяются поперечные фланцевые соединения частей корпуса. Для предотвращения относительного сдвига частей корпуса в радиальном направлении (центрирования их друг относительно друга) применяются центрирующие бурты; от сдвига в окружном направлении соединение предохраняют штифты или призонные болты. Плотность соединений в разъемах обеспечивается тщательной обработкой и подгонкой стыкуемых поверхностей, а также малым шагом крепежных болтов или шпилек. Ввиду того, что элементы корпуса нагреваются неравномерно (внутренние поверхности, контактирующие с горячим газом, нагреваются до 1 000…1 050 ºC, а внешние, омываемые холодным воздухом, могут иметь температуру не выше 550…600 ºC), свобода температурных расширений внутренних слоев материала фланца ограничивается вышележащими холодными слоями. Поэтому во внутренних слоях возникают сжимающие термические напряжения, а во внешних – растягивающие. Напряжения сжатия во внутренних слоях могут превысить предел текучести, что приведет к остаточной деформации в деталях корпуса, и во фланцевом соединении возникнет усадка фланца, затрудняющая разборку, а иногда соединение может стать неразъемным (сварка фланца). Для предотвращения усадки фланца при его проектировании проводят следующие мероприятия: – выполняют вырезы во фланце между крепежными болтами; – применяют для фланцев конструкционные материалы с малым и одинаковым линейным расширением, а если разность между линейными расширениями велика, то между фланцами устанавливают промежуточный фланец с промежуточным значением коэффициента линейного расширения; – для охлаждения внутренних слоев фланца воздухом предусматривают большое количество отверстий малого диаметра или щелей, равномерно расположенных по окружности корпуса. Корпус опоры турбины обычно выполняется по схеме жесткой рамы. Корпус опоры состоит из силовой диафрагмы, наружного корпуса, внутренней опоры соплового аппарата первой ступени турбины, которые связаны друг с другом силовыми стержнями, пропущенными через полые лопатки соплового аппарата (ТРДФ РД9Б), или диафрагмами, установленными между жаровыми трубами камеры сгорания (ТРДД Д20П). 105 В некоторых случаях силовая связь в районе соплового аппарата может отсутствовать, тогда функции корпуса опоры турбины выполняет жесткий корпус вала (НК-12, АИ-20). Корпус вала турбины поддерживает переднюю опору ротора турбины, опору компрессора и сопловой аппарат первой ступени. Корпус вала защищен от нагрева теплоотражательными экранами, охлаждаемыми воздухом. Он также ограничивает объем камеры сгорания кольцевого или трубчато-кольцевого типа. Задний корпус турбины (НК-12, АЛ-21Ф, Д-36 и др.) служит для размещения задней опоры, которая поддерживается силовыми элементами, пересекающими газовый тракт. Силовые элементы (стержни, стойки, фермы) защищены от нагрева экранами обтекаемой формы. Полости между силовыми элементами и экранами продуваются воздухом. 3.6.2. Сопловые аппараты: условия работы, силовые схемы и способы крепления лопаток к корпусу Сопловой аппарат служит для преобразования части потенциальной энергии газов в кинетическую энергию струи и для подвода газа к лопаткам рабочего колеса под необходимым углом. Основные элементы соплового аппарата – сопловые лопатки, наружные и внутренние бандажные кольца (рис. 3.17). Рис. 3.17. Блок сопловых лопаток Газовый поток, проходя через сопловой аппарат с высокой скоростью (500…600 м/с), нагружает его лопатки значительными по величине осевыми и окружными усилиями. Детали соплового аппарата омываются газом, имеющим высокую температуру (1200…1800 К) и содержащим в себе избыточный кислород, который способствует возникновению газовой 106 коррозии. Исходя из этих условий работы, к сопловому аппарату предъявляют требования: – достаточная жесткость в рабочем состоянии в целях сохранения наивыгоднейшего установочного угла лопаток и восприятия действующих нагрузок; – отсутствие температурных напряжений; – минимальные гидравлическое сопротивление и утечки газов через зазоры. Сопловые лопатки характеризуются теми же параметрами, что и рабочие, но иными геометрическими соотношениями. Длина сопловой лопатки выбирается на 1–2 % меньше длины рабочей лопатки, чтобы не происходило в рабочем (разогретом) состоянии удара газа, вытекающего из соплового аппарата, об обод диска турбины. Хорда сопловой лопатки больше хорды рабочей лопатки из-за необходимости поворота потока в сопловом аппарате на больший угол. Количество сопловых лопаток не должно быть равным или кратным количеству рабочих лопаток во избежание опасных резонансных колебаний рабочих лопаток. Неодинаковый нагрев деталей соплового аппарата требует обеспечения свободы их теплового расширения, что достигается либо «плавающей» посадкой лопаток, либо закреплением их только в одном из бандажных колец. В зависимости от особенностей крепления сопловые лопатки выполняются с полками на концах или без них. Полки образуют проточную часть соплового аппарата и используются для крепления лопаток. При двухопорном креплении профиль поперечного сечения по длине лопатки имеет постоянную хорду, а при консольном креплении хорда и толщина профиля уменьшаются к концу лопатки для обеспечения ее равнопрочности. В зависимости от способа крепления различают следующие силовые схемы (рис. 3.18): – двухопорное крепление; – консольное или полурамное крепление; – рамное крепление. Рис. 3.18. Способы крепления лопаток соплового аппарата 107 Двухопорное крепление, применяющееся, как правило, на первых ступенях, обеспечивает высокую жесткость и прочность соплового аппарата и свободу температурных деформаций лопаток. Лопатки первых сопловых аппаратов никогда не включаются в силовую схему статора из-за трудности обеспечения необходимой жесткости и прочности лопаток при высоком нагреве. В случае необходимости передачи усилия от корпуса подшипника на наружный корпус турбины силовые элементы (стержни, болты, спицы) пропускаются через пустотелые сопловые лопатки (рис. 3.19) без дополнительного нагружения профиля (Р11Ф-300, АМ-3, РД-9Б, Р29Ф-300 и др.) либо располагаются между жаровыми трубами камеры сгорания (Д20П, Д30, Д25В, ВД-7). Рис. 3.19. Передача усилия от корпуса подшипника через силовой элемент, установленный внутри полой лопатки соплового аппарата Расчет на прочность такой схемы крепления ведется так же, как для двухопорной балки. Консольное крепление сопловых лопаток применяется, как правило, во второй и последующих ступенях турбины. Для повышения жесткости соплового аппарата внутренние концы лопаток могут быть соединены между собой с помощью бандажа (рис. 3.20). 108 Рис. 3.20. Полурамное крепление сопловых лопаток Соединение лопаток с бандажом может быть неподвижно защемленным или подвижно защемленным. При неподвижном защемлении бандаж разрезают в нескольких местах для снижения температурных напряжений. При подвижном защемлении на концах лопатки выполняют гладкие цапфы, которые входят в радиальные отверстия бандажа (полурамное крепление). Такое соединение не препятствует температурным деформациям лопаток и бандажа. Бандажное кольцо в этой силовой схеме не воспринимает и не передает внешних нагрузок, а лишь перераспределяет часть нагрузок (например, изгибающих моментов) между лопатками одного венца. Расчет на прочность такой схемы крепления ведется как для консольной балки без учета бандажа (бандаж идет в запас прочности). Рамное крепление сопловых лопаток (рис. 3.21) применяется сравнительно редко (сопловой аппарат свободной турбины ТВ2-117, ТВ3-117, рамные сопловые аппараты турбины высокого давления Д-36, Д-136). Рис. 3.21. Рамное крепление сопловых лопаток В двигателях ТВ2-117 и ТВ3-117 рамные сопловые аппараты свободной турбины, имеющие сравнительно невысокую температуру, вклю109 чены в силовую схему двигателя и передают усилие от опоры свободной турбины на корпус двигателя. Соединение лопаток сопловых аппаратов с корпусом может выполняться различными способами: – сваркой (АИ-20, НК-12); – болтами и винтами (Р15Б, Р11Ф-300, Р29Ф-300); – специальными замками (Д25В); – установкой в кольцевые проточки корпуса (Д-36, Д-136); – установкой в просечки бандажных колец (первые сопловые аппараты НК-12, ТВ3-117, АИ-20). Сопловые лопатки изготавливаются штамповкой, фрезерованием, точным литьем. Лопатки первой ступени обычно выполняют полыми. Это не только уменьшает расход металла и снижает массу конструкции, но и позволяет выполнить их охлаждение и снизить неравномерность температурного поля. 3.7. Зазоры между ротором и статором. Уплотнения в проточной части турбины В целях исключения задевания ротором статора на всех режимах работы двигателя между ротором и статором предусматривают радиальные и осевые зазоры. Радиальные зазоры – это зазоры между концами рабочих лопаток и корпусом ( 1 ) и зазоры в уплотняющих лабиринтах ( 2 ). Рассмотрим, как изменяются радиальные зазоры между лопатками турбины и корпусом на разных режимах работы двигателя (рис. 3.22). Рис. 3.22. Изменение радиальных зазоров по режимам работы двигателя 110 Радиальные зазоры существенно влияют на КПД турбины и удельный расход топлива. Величина зазора в холодном состоянии (монтажного зазора) устанавливается так, чтобы при остановке двигателя вращающиеся детали не задевали деталей статора, а на прогретом двигателе «горячий» зазор был минимальным. При выборе монтажного зазора учитываются упругая и остаточная деформации лопаток, диска и корпусов, вытяжка рабочих лопаток и дисков вследствие ползучести, биение ротора и т. п. В выполненных конструкциях величина радиального зазора обычно составляет 1,5…3,0 % от длины лопатки. Относительное изменение радиального зазора при прогреве турбины можно в первом приближении выразить через геометрические параметры и температуры деталей турбины следующей зависимостью: 1 Г D2 ( 1 КОРП t КОРП ) D Д ( 1 Д t Д ) 2l ЛОП ( 1 ЛОП t ЛОП ) , где КОРП , Д , ЛОП – коэффициенты линейного температурного расширения материалов корпуса, диска и рабочей лопатки; t КОРП , t Д , t ЛОП – повышение температур корпуса, диска и рабочей лопатки по сравнению с их холодным состоянием. При запуске двигателя статор прогревается быстрее ротора, поэтому осевой зазор впереди диска уменьшается, а позади – увеличивается; при остановке – наоборот, так как статор охлаждается быстрее ротора. В выполненных конструкциях относительная величина осевого зазора Г 0,3…0,4 %, где L LCTAT . Х L POT L 2 Величина осевого межлопаточного зазора δ в выполненных конструкциях составляет 10…40 % от средней хорды лопатки. Для уменьшения величины радиального зазора и предотвращения поломки рабочих лопаток при касании их о корпус на внутренней поверхности корпуса устанавливают относительно мягкие металлокерамические двухслойные вставки (твердый железоникельграфитовый слой-основа и мягкий никель-графитовый рабочий слой), кольцевые сотовые вставки, а на бандажных полках рабочих лопаток нарезают лабиринтные гребешки. Если рабочая лопатка не имеет бандажной полки, то периферийную кромку пера заостряют – снимают фаску. По мере выработки ресурса в процессе эксплуатации двигателя радиальные зазоры уменьшаются. Уменьшение перетекания газа в осевых зазорах достигается применением радиальных или осевых лабиринтных уплотнений. Лабиринты, выполненные на периферийных бандажных полках турбинных лопаток, зачастую работают с сотовыми вставками, выполненными на статоре, которые позволяют обеспечивать работу практически без зазора между ротором и статором в результате врезания лабиринтных гребешков в секцию с тонкими металлическими сотами (рис. 3.23). 111 Рис. 3.23. Лабиринтные уплотнения с сотовыми вставками Приведенная в подразд. 2.9 формула расчета утечек через лабиринтное уплотнение имеет приемлемую точность в случае, когда радиальный зазор формируется между гребешками лабиринта и гладкой стенкой статора. Для случая применения сотовой вставки можно модифицировать расчетную формулу введением некоторых поправок, разработанных профессором Е. Н. Богомоловым. Рассмотрим перетекание газа через ячейку над гребешком при отсутствии зазора между гребешком и конструкцией сотовой вставки (рис. 3.24). Рис. 3.24. Расчетная схема утечек через лабиринт с сотовой вставкой 112 Для расхода через сотовую полость G c можно записать G c = V c1 ρ c1 F c1 = V c2 ρ c2 F c2 , где V c , ρ c – скорость и плотность газа на входе в сотовую полость (с индексом 1) и на выходе из сотовой полости (с индексом 2); F c1 , F c2 – входная и выходная площади сотовой полости, определяемые положением гребешка и площадью сечения полости (F c1 + F c2 = F c ). Согласно уравнению Бернулли для несжимаемой жидкости Vc1 2 p1 pc ; c1 Vc 2 2 pc p 2 , c2 где p1 и p 2 – давления перед гребешком и за ним; pc – давление торможения внутри сотовой полости. С учетом средних значений плотности газа p pc 1 ; p p2 1 , c1 1 c 2 c 2 RT 2 RT где R – газовая постоянная; T – температура газа. Из приведенных зависимостей получаем выражение p1 pc p1 pc Fc 2 , pc p2 p1 pc Fc1 откуда p c2 Fc22 p 22 Fc22 1 2 2 / 1 2 . p12 Fc1 p1 Fc1 Отсюда находим расход через сотовую полость: 2 p p Gc 1 1 c Fc1 . RT p1 Этот расход можно определить как расход через лабиринтное уплотнение с гладкой стенкой путем введения эквивалентной площади зазора F з.экв между вершиной гребешка и гладкой стенкой. Казалось бы, что отношение Fc 2 должно быть равно 0,5. Однако Fc1 простой геометрический расчет (рис. 3.25) показывает, что после преобразований отношение эквивалентного зазора к площади соты Fз.экв в средFс нем составляет от максимального значения 0,2372 до минимального значения 0,1768. Рис. 3.25. Среднее отношение эквивалентного зазора к площади соты 113 Тогда для худшего варианта F з.экв = 0,2372 F с . В этом случае можно принять m ут k Fз .экв p12 p22 0,2372kFс zRT1 p12 p22 . zRT1 3.8. Охлаждение элементов газовых турбин Если еще в 1956 году были некоторые сомнения о достижении Т Г = 1 500 К (хотя еще в 30-х годах были созданы опытные образцы ГТД * профессора В. В. Уварова с Т Г до 1 870 К), то в настоящее время освоен* ным уровнем Т Г является 1 600…1 700 К (в пределах наших современных * возможностей – Т Г до 1 900…2 000 К) и имеется явная тенденция к ее * дальнейшему повышению, ибо влияние Т Г на параметры ГТД чрезвычайно велико: – увеличивается скорость истечения газа, что приводит к увеличению удельной тяги двигателя; – повышаются степень двухконтурности и тяговый КПД ТРДД; * – при оптимальном повышении π*К и Т Г существенно снижается удельный расход топлива. Повышение температуры газа перед турбиной может быть достигнуто двумя путями: – улучшением свойств материалов для деталей турбины; – развитием способов охлаждения элементов турбины. Система охлаждения турбины служит для поддержания максимально допустимой температуры деталей, при которой обеспечиваются достаточная прочность элементов и заданная надежность (заданный ресурс) турбины. Основными элементами турбины, требующими охлаждения, являются рабочие и сопловые лопатки, диски турбины и корпусы сопловых аппаратов. Впервые конвективное охлаждение рабочих лопаток и дефлекторное охлаждение диска турбины было выполнено немецкими конструкторами на двигателе BMW-003, который до 1946 г. выпускался в СССР с названием РД-20. Один из первых советских двигателей с охлаждаемыми рабочими лопатками (изд. 65) был создан в 1962 г. На рис. 3.26 показана классификация способов охлаждения элементов газовых турбин. * 114 Рис. 3.26. Классификация способов охлаждения элементов газовых турбин Применяемые в современных ГТД системы воздушного охлаждения турбин являются разомкнутыми: охлаждающий воздух после выполнения своей задачи выбрасывается в проточную часть двигателя. На охлаждение первых ступеней турбины воздух отбирается из-за компрессора (воздух высокого давления), а для последующих ступеней и корпуса – от промежуточных ступеней компрессора, из второго контура, из-под капота двигателя, от внешнего вентилятора (на вертолетных ГТД). 3.8.1. Охлаждение лопаток турбины Разработаны следующие способы защиты лопаток турбины от перегрева: – покрытие термозащитными эмалями; – отвод тепла в диск, продувка воздухом зазоров в замках и удлиненной ножки лопатки; – конвективное охлаждение (продольное, поперечное, продольнопоперечное); 115 – конвективно-пленочное (заградительное) охлаждение; – пористое охлаждение; – комбинированное охлаждение; – жидкостное охлаждение (выпотеванием и испарительное); – охлаждение жидкими металлическими теплоносителями. Покрытие пера лопатки специальными эмалями на основе окиси хрома, циркония, кремнийорганическими или специальными керамиками снижает температуру металла лопатки на 110…120 ºС по сравнению с незащищенной лопаткой. Охлаждение рабочей лопатки отводом тепла в диск применяется до температур Т* Г = 1 150…1 200 К. При этом температура лопатки в максимально нагретом сечении (приблизительно на 2/3 длины пера от корня) на 140…160 ºС ниже температуры газов перед сопловым аппаратом (рис. 3.27). За счет отвода тепла в диск температура корневой трети пера на 80…150 ºС ниже, чем была бы у неохлаждаемой лопатки, что способствует повышению прочностных свойств материала в опасном корневом сечении пера. Рис. 3.27. Распределение температур по длине пера лопатки при отводе тепла в диск При продувке замковых зазоров и удлиненных ножек лопаток воздухом такой способ охлаждения можно использовать до Т* Г = 1 250…1 300 К. При более высоких температурах газов применяют специальные способы охлаждения рабочих и сопловых лопаток, дисков и корпусов (рис. 3.28). 116 Рис. 3.28. Способы охлаждения рабочих лопаток при различных температурах газа При конвективном (внутреннем) охлаждении охлаждающий воздух поступает внутрь пера лопатки через отверстия в замке, проходит по охлаждающим каналам, отбирает тепло от стенок лопатки и выходит в проточную часть турбины. Такой способ охлаждения в зависимости от конструктивного исполнения применим до Т* Г = 1 400…1 500 К. В зависимости от схемы течения охлаждающего воздуха различают лопатки с продольным, поперечным и смешанным (продольнопоперечным) конвективным охлаждением. В лопатке с продольным (радиальным) течением воздух движется вдоль пера лопатки от корня к периферии и выходит в проточную часть турбины через отверстия в торце лопатки (ТРДД ДВ2, Д-36, ТВаД Д-136). Конструкция лопатки достаточно проста, но при тонком профиле возникает трудность размещения выходного канала в тонком периферийном сечении, которое плохо охлаждается из-за нагрева охлаждающего воздуха при его течении от корня лопатки к периферии (рис. 3.29). 117 Рис. 3.29. Схемы рабочих лопаток с продольным (канальным) охлаждением Интенсивность охлаждения повышается при поперечном направлении течения охлаждающего воздуха. Такие лопатки применяются с дефлектором – тонкостенной вставкой, размещаемой внутри пустотелой лопатки (рис. 3.30). Рис. 3.30. Рабочие лопатки с поперечным (дефлекторным) охлаждением Охлаждающий воздух поступает внутрь дефлектора и через ряд отверстий в передней кромке дефлектора подается к внутренней стороне входной кромки лопатки («лобовое» натекание), при этом температура охлаждающего воздуха по длине пера лопатки остается почти постоянной. Затем воздух проходит через зазор между дефлектором и стенкой лопатки и выходит в проточную часть турбины через щель в задней кромке пера лопатки. Для повышения интенсивности охлаждения на внутренней поверхности стенок лопатки выполняют мелкие ребра и турбулизирующие 118 бугорки. При таком типе охлаждения (Р25Ф-300, Р29Ф-300, GT-9D и др.) Т* Г может быть увеличена на 30…50 ºС по сравнению с продольным конвективным охлаждением. В лопатке со смешанным направлением движения охлаждающего воздуха дефлектора нет, а внутренние каналы располагают так, чтобы одна часть воздуха перемещалась вдоль пера лопатки от корня к периферии, а другая – в поперечном направлении. Для отклонения воздуха в заданном направлении и турбулизации потока (повышения коэффициента теплоотдачи от горячей стенки к охлаждающему воздуху) служат перегородки, перемычки и турбулизирующие гребешки. Такие лопатки изготавливают вакуумным литьем по выплавляемым моделям (АЛ-21Ф). Одним из видов конвективного охлаждения является циклонновихревое охлаждение. В лопатке выполняется специальная матрица с наклонными каналами и резкими поворотами потока охлаждающего воздуха (рис. 3.31). Рис. 3.31. Рабочая лопатка с вихревой матрицей Циклонно-вихревое охлаждение в совокупности с монокристаллической лопаткой может применяться при Т* Г = 1 650…1 700 К, но для этого требуется охлаждающий воздух с повышенным давлением для преодоления большого гидравлического сопротивления при течении по сложным каналам внутри пера лопатки (РД-33). При конвективно-пленочном (заградительном) охлаждении (рис. 3.32) воздух проходит сначала по внутренним каналам, а затем часть его выходит через щели или ряды отверстий на поверхность пера лопатки, создавая тонкую защитную воздушную пленку между горячим газом и поверхностью лопатки. 119 Рис. 3.32. Рабочие лопатки с конвективно-пленочным (заградительным) охлаждением Так как воздушная завеса размывается потоком горячего газа, то ряды отверстий располагают таким образом, чтобы струйки воздуха не успели разрушиться до следующего ряда отверстий. Отверстия диаметром 0,3…0,4 мм располагают в 2–3 ряда по 70–100 отверстий в ряду. Такое * охлаждение эффективно при Т Г = 1 550…1 650 К, а в совокупности с мо* нокристаллической лопаткой может применяться при Т Г до 1 700 К. Однако оно требует высокого давления охлаждающего воздуха, ослабляет сечения пера лопатки из-за отверстий и создает в пере лопатки концентраторы напряжений (Д30Ф6, Д-18). Пористое охлаждение является перспективным при температурах * Т Г более 1 600…1 800 К. Стенка лопатки изготавливается проницаемой (пористой), например, методом порошковой металлургии. Охлаждающий воздух, двигаясь внутри полого пера лопатки, сначала отбирает тепло от стенки конвекцией, а затем, после выхода через поры стенки на наружные обводы профиля, образует тонкий охлаждающий слой, примыкающий к поверхности профиля лопатки (рис. 3.33). * Такое охлаждение весьма эффективно, так как при Т Г = 1 800 К на поверхности пористой лопатки сохраняется температура не выше 1 200 К при общем расходе охлаждающего воздуха не более 3…4 %. Различают пористые и многослойные проницаемые стенки лопатки. Пористые материалы для изготовления пустотелых оболочек пера получаются при спекании либо проволочных сеток, либо мелкодисперсных порошков из жаропрочных сплавов. Учитывая невысокую несущую способность пористых материалов, лопатки с таким охлаждением выполняют по 120 так называемой «гильзовой» схеме, когда основная нагрузка от центробежных сил воспринимается несущим сердечником, а пористая оболочка создает аэродинамический профиль лопатки и обеспечивает ее охлаждение воздухом, поступающим по каналам. Рис. 3.33. Лопатка с пористым охлаждением: 1 – пористая оболочка; 2 – несущие стержни; 3 – полости для воздуха; 4 – каналы подвода воздуха Принципиальной проблемой пористого охлаждения является склонность пористых материалов к снижению проницаемости в результате окисления и зашлаковывания пор. С учетом этих недостатков спекаемых пористых материалов рядом фирм предпринимаются попытки создания листовых проницаемых материалов с упорядоченной внутренней структурой. Фирмой «Алиссон» предложена многослойная оболочка рабочей лопатки турбины с проникающим воздушным охлаждением. Оболочка образуется внешним слоем, двумя промежуточными слоями и внутренним слоем. В каждом слое выполнены сквозные отверстия, расположенные в разных местах оболочки и соединенные между собой канавками. По этим канавкам охлаждающий воздух поступает к отверстиям следующего ряда, пока не достигнет внешнего слоя (рис. 3.34). 121 Рис. 3.34. Многослойный проницаемый материал (а – многослойная оболочка фирмы «Алиссон»; б – трехслойная оболочка фирмы «Роллс-Ройс»): 1, 8 – внешний слой; 2, 9 – сквозные отверстия диаметром 0,4…0,6 мм; 3, 11 – соединительные канавки глубиной 0,125 мм; 4, 6 – внутренний слой; 5, 7 – промежуточный слой толщиной 0,25 мм Промежуточным между конвективно-пленочным и пористым охлаждением является транспирационное охлаждение. При таком способе охлаждения стенка лопатки выполняется двухслойной с большим количеством мелких косых отверстий по всей поверхности профиля (рис. 3.35). Рис. 3.35. Лопатка с транспирационным охлаждением (технология «гибких стержней») 122 Монокристаллические лопатки с транспирационным охлаждением, изготовленные из сплава ЖС-47 (легированного рением до 10 %), работо* способны до температуры Т Г = 2 000 К. На рис. 3.36 изображена сравнительная зависимость эффективности охлаждения при различных способах охлаждения. Рис. 3.36. Сравнение эффективности транспирационной, пористой и конвективно-пленочной систем охлаждения Повысить эффективность перечисленных видов охлаждения лопаток можно, используя предварительно охлажденный воздух, например, в специальных теплообменниках, расположенных во внешнем контуре ТРДДФ (АЛ-31Ф, рис. 3.37). Однако установка теплообменников во втором контуре ухудшает его гидравлические характеристики и в итоге увеличивает удельный расход топлива. Кроме того, подача холодного воздуха на нагретые поверхности может вызвать значительные термические напряжения из-за больших перепадов температур. Жидкостное охлаждение выпотеванием было разработано и испытано в 30-х годах прошлого столетия на турбинах профессора В. В. Уварова. В настоящее время разрабатываются и способы охлаждения с использованием жидких металлических теплоносителей – легкоплавких металлов (лития, натрия, калия). Такие системы охлаждения позволят повысить температуру газа до предельных значений, которые могут быть полу* чены при сжигании углеводородных топлив (Т Г = 2 200…2 300 К). 123 Рис. 3.37. Теплообменник во внешнем контуре ТРДДФ: 1 – камера сгорания; 2 – воздухо-воздушный теплообменник; 3 – клапан; 4 – лопатка соплового аппарата ТВД; 5 – наружное кольцо; 6 – сотовые вставки; 7 – лопатка рабочего колеса ТВД; 8 – обод; 9 – перепускная труба; 10 – лопатка соплового аппарата ТНД; 11 – лопатка рабочего колеса ТНД; 12 – корпус опоры турбины; 13 – силовая стойка; 14 – диск ТНД; 15 – диск ТВД; 16 – аппарат закрутки Охлаждение сухим перегретым насыщенным водяным паром достаточно эффективно. Удельная теплоемкость сухого насыщенного пара составляет 3 560 Дж/(кг·К), что в три с лишним раза больше, чем воздуха. Кроме того, вязкость сухого водяного пара в три раза меньше, чем воздуха. Перегретый пар можно получить в результате отбора небольшого количества тепла от газа за турбиной. Поэтому при небольшом расходе охладителя и небольших проходных сечениях каналов охлаждения можно получить достаточно эффективное охлаждение. Недостатком метода является необходимость иметь на борту летательного аппарата дополнительный расходный бак для воды. Поэтому в ближайших перспективах применение такого охлаждения возможно в конструкциях ГТД наземного применения (рис. 3.38). Рис. 3.38. Конструкция сопловой и рабочей лопаток турбины высокого давления с паровым охлаждением 124 По силовой схеме охлаждаемые лопатки могут быть выполнены: – с несущей силовой стенкой; – с несущим силовым стержнем. В первой схеме все нагрузки воспринимаются стенкой, которая образует профиль лопатки и выполняется заодно с замком. Дефлектор, если он есть, нагружается центробежной силой и дополнительно догружает стенку лопатки. Во второй схеме несущий силовой стержень изготовлен как одно целое с замком и воспринимает все силы, действующие на лопатку. Наружный экран, образующий профиль лопатки, воспринимает газовые силы и передает их на силовой стержень. Лопатки сопловых аппаратов охлаждаются теми же способами, что и рабочие лопатки турбины. 3.8.2. Охлаждение дисков и корпусов турбин Охлаждение дисков турбин осуществляется в целях уменьшения их температуры и выравнивания поля температур по радиусу на установившихся режимах работы двигателя и, особенно, на переходных режимах (запуск, приемистость и дросселирование). Охлаждение дисков может быть выполнено следующими способами (рис. 3.39): – радиальный обдув боковых поверхностей; – струйный (поперечный) обдув боковых поверхностей; – обдув обода диска с продувкой воздуха через монтажные зазоры в замках рабочих лопаток. а б в Рис. 3.39. Способы охлаждения дисков турбин: а – радиальная подача воздуха; б – поперечный обдув; в – обдув периферии диска с предварительной круткой потока 125 При радиальном обдуве воздух подводится к центральной части диска, а затем направляется дефлектором в радиальном направлении или растекается без дефлектора также в радиальном направлении по боковым поверхностям диска. При этом более интенсивно охлаждается менее нагретая центральная часть диска, а при движении к более нагретой периферийной части охлаждающий воздух нагревается и интенсивность охлаждения периферии диска снижается. При наличии дефлектора расход охлаждающего воздуха ниже, чем в бездефлекторной схеме, но конструкция сложнее. Струйный обдув позволяет снизить разность температур между ободом и центром диска, так как охлаждающий воздух подводится ближе к ободу. Обдув обода диска и продувка воздуха через монтажные зазоры позволяют еще больше, чем в первых двух случаях, снизить разность температур между центром и ободом диска, так как в этом случае в первую очередь охлаждается наиболее нагретая часть диска. Для снижения потерь из-за торможения охлаждающего воздуха организуется его подвод к ободу безударно, т. е. через специально спрофилированные отверстия (Д-36, Д-136) или лопатки (Р29Ф-300), осуществляющие предварительную крутку (спутную закрутку) потока таким образом, чтобы относительная скорость воздуха была направлена перпендикулярно к диску (рис. 3.40). На охлаждение одного диска расходуется 0,5…0,8 % от общего расхода воздуха через двигатель. Корпусы турбин охлаждаются путем продувки воздуха снаружи или по внутренней поверхности через систему мелких отверстий. Рис. 3.40. Подвод воздуха к ободу диска с предварительной круткой: 1 – подкручивающая решетка; 2 – диск турбины; 3 – приемные отверстия; 4, 9 – лабиринтные уплотнения; 5 – полая сопловая лопатка; 6 – канал; 8, 10 – полости; 7 – рабочая лопатка 126 Суммарный расход воздуха на охлаждение элементов турбин в современных ГТД составляет от 5 до 12 % от общего расхода воздуха через двигатель. Но поскольку отбор воздуха в систему охлаждения ухудшает параметры двигателя (1 % отбора воздуха на охлаждение снижает удельную тягу или удельную мощность на 0,7…1,5 % и увеличивает удельный расход топлива на 0,3…0,5 %), на ряде двигателей выполнено регулирование отбора воздуха на охлаждение: на пониженных режимах работы двигателя снижается и отбор воздуха на охлаждение (Р29Ф-300, АЛ-21Ф, АЛ-31Ф). На рис. 3.41 показан механизм регулирования подачи охлаждающего воздуха на охлаждение турбины в ТРДФ АЛ-21Ф. Рис. 3.41. Механизм регулирования подачи охлаждающего воздуха 3.9. Конструкционные материалы для деталей турбин В табл. 3.1 приведены наиболее типичные конструкционные материалы для изготовления деталей газовых турбин ГТД. Таблица 3.1 Конструкционные материалы для изготовления деталей турбин Лопатки турбин Диски турбин Сопловые аппараты ЭП220, ЭИ388, ЭИ437Б, ЭИ696, ЭИ827, ЭИ867, ЭИ867А, ЭИ893, ВЖЛ8, ВЖЛ12У, ЖС6К, ЖС6У, ЖС6Ф, ЖС30-ВИ, ВЖЛ14Н, ВКНА-4У, ВКНА-1В, ЖС26 ВКНС, ЖС36-ВНК, ЖС32ВНК МОНО, ВКЛС-20 ЭИ388, ЭИ437Б, ЭИ481, ЭИ696М, ЭИ698, ЭИ736 ЭИ388, ЭИ417, ЭИ435, ЭИ618, ЭИ652, ЭИ696, ЭИ696М, ЭИ893, ВЖЛ8, ЖС6К, ЖС6У, ЖС6Ф, ЖС-3 Лопатки газовых турбин работают в тяжелых условиях. Они испытывают высокие напряжения растяжения, значительные изгибные нагрузки, вибрации, имеют неравномерное температурное поле при средней температуре нагрева 1 000…1 250 К. Поэтому для изготовления лопаток применяют высококачественные жаропрочные сплавы в основном на ни* келевой основе. Для неохлаждаемых рабочих лопаток при Т Г = 1 100 К 127 * может быть применен сплав ЭИ-437Б или ЭИ-617; при Т Г = 1 150 К – * сплав ЭИ-598; при Т Г = 1 180…1 200 К – сплавы ЭИ-822 и ЭИ-868; для * охлаждаемых лопаток при Т Г = 1 250 К и выше – сплавы ЖС6-КП (деформируемый), ЖС-4 (литейный), ЖС6-КУ (улучшенный), сплавы на молибденовой или ниобиевой основе. Разработаны и материалы для изготовления монокристаллических лопаток, например сплав ВКНА-1В. На рис. 3.42 показан температурный уровень работоспособности литейных жаропрочных сплавов, используемых для изготовления рабочих и сопловых лопаток турбин. Рис. 3.42. Температурный уровень работоспособности литейных жаропрочных сплавов В настоящее время разрабатываются конструкции лопаток из фазоармированных материалов для рабочих температур выше 1 500 К. Матрица таких материалов – никелевые жаропрочные сплавы или интерметаллиды на основе никеля и титана, например Ni 3 Al, а армирующая фаза – волокна карбидов ниобия или тантала. В многоступенчатых турбинах (ТВД, ТВаД) лопатки последних ступеней, работающие при сравнительно невысоких температурах, могут быть изготовлены даже из жаропрочных сталей ЭИ-696 или ЭИ-696М. Для первых ступеней сопловых лопаток применяются сплавы ЖС-3, АНВ-300, ЖС6, ЛК-4 (содержащий до 60 % кобальта), менее теплонапряженные лопатки – из сплавов ЭИ-437А, ЭИ-437Б, ВЛ-745. Для последних ступеней ТВД и ТВаД может использоваться жаропрочная хромоникелевая сталь ЭИ-417 (Х23Н18). 128 Наружный и внутренний корпусы соплового аппарата и корпусные детали турбин изготавливают из сталей ЭИ-417, ЭЯ1Т (Х18Н9Т). Болты и гайки крепления сопловых лопаток выполняют из стали ЭИ388, резьбу покрывают медью для предотвращения «пригорания». Диски турбин, работающие при температурах до 900 К, изготавливают из стали ЭИ-481, при более высоких температурах – из сплава ЭИ-437Б. Валы турбин изготавливают из стали 18ХНВА, 40ХНМА, ЭИ-736 (13Х14НВФРА), а работающие при температурах 780…800 К – из стали ЭИ-415. Контрольные вопросы 1. Назначение турбин ГТД, условия работы. Требования к турбинам. 2. Классификация газовых турбин по типу лопаточной машины и направлению движения газа. 3. Основные параметры газовых турбин ГТД. 4. Рабочие лопатки газовых турбин, основные требования, конструкционные материалы. 5. Крепление и фиксация рабочих лопаток газовых турбин. 6. Конструкция соединений дисков турбин между собой и с валом. 7. Расчет осевой силы, действующей на ротор турбины. 8. Конструкция статоров газовых турбин. Способы крепления сопловых лопаток. 9. Зазоры между ротором и статором в турбинах ГТД. Уплотнение проточной части. 10. Охлаждение рабочих и сопловых лопаток газовых турбин. 11. Охлаждение дисков газовых турбин. Тема 4. СТАТИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ ЛОПАТОК И ДИСКОВ КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН ГТД 4.1. Задачи расчета на статическую прочность элементов компрессоров и газовых турбин Статическая напряженность деталей компрессоров и газовых турбин вызывается центробежными и газодинамическими силами, а также градиентом температур, имеющим место при работе газотурбинного двигателя. Задача оценки статической прочности деталей ГТД может быть решена проверочным или проектировочным расчетом. При проверочном расчете определяются напряжения от центробежных и газодинамических сил и от перепадов температур в детали с заданной геометрией. Полученные напряжения сравниваются с предельно до129 пустимыми, определяются запасы прочности, характеризующие работоспособность детали, ее надежность и ресурс при заданном способе эксплуатации. При проектировочном расчете по выбранным из условий заданной надежности запасам прочности определяются геометрические характеристики детали, т. е. решается задача, обратная проверочному расчету. При всех видах расчетов необходимо стремиться, чтобы деталь была равнопрочной и имела минимально допустимые по условиям надежности и ресурса коэффициенты запаса прочности. Это означает, что в детали будет отсутствовать «лишний» материал, и масса ее будет наименьшей. 4.2. Расчет статической прочности рабочих лопаток компрессоров и турбин Так как геометрия пера лопатки компрессора или турбины задана из газодинамического расчета двигателя (диаметры втулки и периферии, длина пера лопатки) и профилирования (хорда, толщина, прогиб, угол установки профиля), то расчет статической прочности выполняется в варианте проверочного расчета. Для выполнения расчета конструктор выбирает конструкционный материал лопатки, рассчитывает действующие нагрузки и определяет режимы работы двигателя, на которых необходимо выполнить проверку работоспособности проектируемой лопатки. 4.2.1. Расчетные режимы работы двигателя для оценки прочности рабочих лопаток Напряжения в рабочих лопатках компрессоров и турбин определяются для эксплуатационных режимов, являющихся наиболее нагруженными с точки зрения прочности. Величины сил, возникающих в рабочей лопатке, зависят от частоты вращения ротора, скорости и высоты полета летательного аппарата и от действующей на лопатку температуры воздуха или газа. К основным расчетным режимам при оценке прочности рабочих лопаток компрессоров и турбин относятся: 1. Максимальный взлетный (максимальный стендовый) режим при H полета 0 , Vполета 0 , n ротора nmax . В этом случае максимального значения достигают растягивающая центробежная сила и изгибающий момент от центробежной силы ( PЦ max, М Ц max ). Газодинамические нагрузки PГ и М Г имеют некоторые средние значения. 2. Режим максимального расхода воздуха через двигатель при H полета 0 , Vполета max, n ротора nmax (полет на минимальной высоте с 130 максимальной скоростью при температуре воздуха на входе в двигатель -60 ºС). В этом случае моменты от газодинамических и центробежных сил имеют максимальные значения ( PЦ max, М Ц max , PГ max, М Г max ). 3. Режим наименьшего расхода воздуха через двигатель при H полета max, Vполета min, n ротора nmax (высотный режим – полет на максимальной высоте с минимально возможной эволютивной скоростью). На этом режиме центробежная сила и момент от центробежной силы будут максимальными ( PЦ max, М Ц max ), а газовые силы и моменты от газовых сил – минимальными ( PГ min, М Г min ). Режим является опасным потому, что ослабляется компенсация изгибающих моментов от центробежных сил моментами от газодинамических сил (может наступить так называемая перекомпенсация). 4. Режим наибольшей температуры воздуха за компрессором (при расчете лопаток компрессора) или газов перед турбиной (при расчете турбинных лопаток). На этом режиме пределы длительной прочности материалов лопаток ДЛИТ имеют наименьшие значения. 4.2.2. Система координат и правило знаков При расчете рабочих лопаток на прочность пользуются системой координат, представленной на рис. 4.1. Рис. 4.1. Система координат для расчета статической прочности рабочей лопатки Ось O r перпендикулярна оси вращения ротора и проходит через центр масс корневого сечения пера лопатки (ЦМКС); ось O y совпадает с осью вращения ротора, и положительное направление ее берется по по131 току газов; ось O x перпендикулярна плоскости r O y , причем ее положительное направление берется таким образом, чтобы при повороте оси O x в направлении вращения ротора она по кратчайшему пути совмещалась с осью O r . 4.2.3. Действующие нагрузки и допущения, принимаемые при расчете рабочих лопаток При расчете на статическую прочность пера рабочей лопатки принимают следующие допущения: – лопатку рассматривают как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска; – напряжения определяют по каждому виду нагружения независимо, а затем алгебраически суммируют (для сильно закрученных лопаток это допущение является не совсем корректным); – температура пера лопатки изменяется только по длине, а по сечению лопатки в плоскости профиля нагрев принимается равномерным, т. е. температурные напряжения проявляются только по длине лопатки, а в сечениях отсутствуют; – лопатка считается жесткой, деформацией пера лопатки (отклонением его от оси) под действием сил и моментов пренебрегают; – деформации лопатки протекают в упругой зоне (в зоне действия закона Гука). При работе двигателя в рабочих лопатках компрессоров и турбин возникают: – напряжения растяжения от центробежных сил массы самого пера лопатки р .цб ; – напряжения изгиба от действия на лопатку газа при движении его по межлопаточным каналам изг.г ; – напряжения изгиба от центробежных сил массы лопатки изг .цб , возникающие из-за того, что центры масс сечений пера не лежат на одном радиусе, проходящем от оси вращения через ЦМКС; – напряжения кручения от газовых сил кр .г , действующих на перо лопатки, возникающие при несовпадении центра давлений профиля (точка приложения равнодействующей полной аэродинамической силы) с центром жесткости сечения профиля; – напряжения кручения от действия центробежных сил кр .цб (рис. 4.2); 132 Рис. 4.2. Возникновение напряжений кручения от действия центробежных сил – температурные напряжения t , являющиеся результатом неравномерного нагрева лопатки. Применительно к рабочим лопаткам напряжения кручения от газовых и центробежных сил невелики. При расчете на прочность ими обычно пренебрегают, учитывая их в определенной мере в величине запаса прочности. 4.2.4. Определение напряжений растяжения в пере рабочей лопатки от действия центробежных сил В качестве расчетного режима для определения напряжений растяжения в пере рабочей лопатки принимается максимальный стендовый (максимальный взлетный) режим. Расчетная схема представлена на рис. 4.3. На радиусе r пера рабочей лопатки выделяют элементарный участок толщиной dr с площадью сечения F . При вращении ротора на выделенный элемент действует элементарная центробежная сила dPц F 2 r dr , (4.1) где ρ – плотность материала лопатки; F – площадь сечения профиля пера лопатки на радиусе r от оси вращения; – угловая скорость вращения ротора. 133 Рис. 4.3. Расчетная схема для определения напряжений растяжения в пере рабочей лопатки от действия центробежных сил Тогда центробежная сила массы части пера лопатки, лежащей выше произвольно взятого сечения i i , 2 R2 Pц i F r dr . (4.2) ri Напряжения растяжения в любом произвольном сечении пера лопатки, расположенном на расстоянии ri от оси вращения, pi 2 R 2 F r dr . Fi Fi ri Pц i (4.3) Зависимость записана для общего случая, когда площади сечений по высоте пера лопатки изменяются по произвольному закону. В случае постоянного сечения по высоте рабочей лопатки FK F0 Fi const (например, лопатки активных турбин и последних ступеней компрессора) в результате интегрирования выражения (4.3) получают напряжения растяжения в сечении лопатки на произвольном радиусе ri : 2 2 2 pi R2 ri . (4.4) 2 Как видно из формулы (4.4), при F const закон изменения напряжения растяжения – параболический. Напряжения не зависят от площади сечений, а зависят только от расчетного радиуса ri , плотности материала лопатки ρ и угловой скорости вращения ротора ω . Максимальными на134 пряжения растяжения будут в корневом сечении лопатки при ri R1 . При одинаковых ρ и ω напряжение p i зависит только от текущего радиуса, следовательно, напряжения в рабочих лопатках последних ступеней компрессора будут меньшими, чем в первых, так как разность R22 ri2 к последним ступеням уменьшается; для турбины напряжения растяжения от первых ступеней к последним возрастают. При изменении площади поперечных сечений по линейному закону F F0 ri R1 напряжения растяжения от центробежных сил во Fi FK K l всех сечениях лопатки значительно ниже, чем при профилировании F const (рис. 4.4). Рис. 4.4. Изменение напряжений растяжения в зависимости от закона изменения площади поперечного сечения профиля Наиболее характерным для рабочей лопатки является произвольный (специальный) закон изменения площадей поперечных сечений по высоте лопатки. При этом напряжения растяжения от центробежных сил в сечениях лопатки находят численно путем замены дифференциала dr приращением r , а интеграла в выражении (4.3) – суммой конечных разностей: i p i 2 Vi rц i 1 Fi , где i – номер сечения на расстоянии ri от оси вращения; Vi – объем рассматриваемого i -го участка лопатки; rц i – расстояние от оси вращения до центра масс i -го участка. При численном решении принимают, что площади сечений лопаток изменяются по известному закону (например, линейно), тогда F F Vi i 1 i ri . 2 135 Для расчета разбивают перо лопатки поперечными сечениями на несколько равных участков высотой r и ведут расчет от периферии к корневому сечению, суммируя нагрузки и вычисляя напряжения. В выполненных конструкциях ГТД напряжения растяжения от центробежных сил в лопатках турбин достигают 180…250 МПа, в стальных лопатках компрессоров – 250…350 МПа, в лопатках из алюминиевых сплавов – 100…150 МПа, в лопатках из титановых сплавов – 150…200 МПа. 4.2.5. Изгиб лопатки газовыми силами При обтекании лопаток воздухом (газом) на выделенное сечение пера лопатки действует элементарная газодинамическая сила, равнодействующая которой dP приложена в центре давления профиля лопатки (рис. 4.5). Эта сила, разложенная по осям на две составляющие dPx и dPy , вызывает изгиб лопатки в плоскости оси вращения r 0 y и в плоскости r0 x , перпендикулярной к ней. Кроме того, на лопатку действует разность статических давлений ( p2 p1 ), также вызывающая изгиб лопатки в плоскости оси вращения r 0 y . Рис. 4.5. Газовые силы, действующие на профиль лопатки Определим изгибающие моменты от этих сил. 136 Величину газодинамической силы можно определить, используя уравнение количества движения газа, входящего в межлопаточный канал и выходящего из него: dP dG1w1 dG2 w2 , (знак «–» берется для лопаток компрессоров, знак «+» – для лопаток турбин). Составляющие элементарной газодинамической силы dPx dG1w1U dG2 w2U ; dPy dG1w1a dG2 w2 a dG1c1a dG2c2 a , где dG 1 и dG 2 – секундные расходы газа через межлопаточные каналы по входной и выходной кромкам на участке лопатки длиной dr (рис. 4.6). Величины этих расходов можно определить как dG1 2π r 2π r dr ρ1 c1a и dG2 dr ρ 2 c2 a , z z где r – текущий радиус; z – число лопаток на ободе диска; ρ1 и ρ 2 – плотность газа на входе и выходе межлопаточного канала. Рис. 4.6. Элементарные секундные расходы газа через межлопаточные каналы Тогда, подставляя полученные выражения dG 1 и dG 2 в формулы для dPx и dPy , получим 2 r 2 r 2 r 2 r dr 1 c1a w1U dr 2 c2 a w2U , dPy dr 1 c12a dr 2 c22a . z z z z Аналогично представим и усилие от перепада давлений, действующих на выделенный элемент: 2 r dPp dr p1 p2 . z Для удобства расчетов введем понятие «интенсивность газовой нагрузки» – величина нагрузки на единицу длины пера лопатки dP/dr (единица этой величины – 1 Н/м). Тогда интенсивности газовых нагрузок вдоль оси 0 y (осевая нагрузка Pa ) и вдоль оси 0 x (окружная нагрузка PU ) примут вид dPx 137 dPy dPp 2 r p1 p2 1c12a 2 c22a , z dr dP 2 r PU x 1c1a w1U 2 c2 a w2U . dr z Элементарный изгибающий момент в сечении, расположенном на расстоянии ri от оси вращения, от интенсивности газовой нагрузки PU отPa носительно оси 0 y в плоскости вращения r0 x , которая действует на участке dr , расположенном на радиусе r , определяется формулой dM Г y i PU r ri dr , откуда изгибающий момент в сечении на радиусе ri в плоскости r0 x R2 M Г y i PU r ri dr ri PU R2 ri 2 . 2 В результате действия окружных составляющих газовых сил на лопатки турбины на ее валу возникает крутящий момент, величина которого определяет мощность, развиваемую турбиной. Элементарный изгибающий момент в сечении, расположенном на расстоянии ri от оси вращения, от интенсивности газовой нагрузки Pa относительно оси 0 x в плоскости вращения r 0 y , которая действует на участке dr , расположенном на радиусе r , определяется аналогично: M Г x i Pa r ri dr , откуда изгибающий момент в сечении на радиусе ri в плоскости r0 y R2 M Г x i Pa r ri dr ri Pa R2 ri 2 . 2 Данные для расчета изгибающих моментов от газовых сил берут из газодинамического расчета и профилирования лопатки компрессора или турбины. Расчет выполняют численно, при замене дифференциала dr на приращение r разбивку пера лопатки на сечения берут из расчета лопатки на центробежные нагрузки (см. подразд. 4.2.4). 4.2.6. Изгиб лопатки центробежными силами. Разгрузка лопаток от напряжений изгиба Изгиб лопатки центробежными силами возникает в том случае, когда центры масс сечений лопатки по ее высоте не совпадают с осью 0r. Причинами отклонения линии центров масс сечений от оси 0r могут быть: – погрешности конструкторского и технологического характера; – упругие деформации пера лопатки под действием газовых сил; 138 – преднамеренное смещение (вынос центров масс) для разгрузки лопатки от изгибающих моментов газовых сил моментами от центробежных сил. Выделим бесконечно малый элемент пера лопатки на радиусе r с высотой dr (рис. 4.7). Элементарная центробежная сила массы выделенного элемента запишется в виде dPц ρ Fω 2 r dr . Ее можно разложить на две составляющие dPц r и dPц x : dPц r F2r dr cos ; dPц x F2 r dr sin . Ввиду малости угла можно принять r cos r и r sin x , тогда dPц r ρ Fω 2 r dr , dPц x ρ Fω 2 x dr . Составляющая dPц r вызывает изгиб пера лопатки относительно осей 0 x и 0 y , составляющая dPц x – изгиб относительно оси 0 y и кручение профиля относительно оси 0r . Ввиду малости угла составляющей dPц x пренебрегают. Рис. 4.7. Перо лопатки с выносами центров масс Элементарные изгибающие моменты от действия составляющей dPц r в произвольном сечении пера i i относительно осей 0 x и 0 y имеют вид dM ц х dРц r y yi , dM ц y dРц r x xi , где y и x – координаты центра массы выделенного элемента; y i и xi – координаты центра массы рассматриваемого произвольного сечения. 139 Изгибающие моменты от центробежных сил, действующие на элементы пера лопатки, расположенные выше рассматриваемого сечения, относительно осей 0 x и 0 y примут вид M ц xi R2 R2 ri ri ( y y i )dPц r , M ц yi ( x xi ) dPц r . Определение моментов выполняют численно путем замены интегралов суммами конечных разностей. Величину dPц r берут из расчета напряжений растяжения от действия центробежных сил. Напряжения изгиба от центробежных сил в пере лопатки могут достигать 30 МПа. Для уменьшения изгибных напряжений в лопатке от действия газовых сил ось пера лопатки (геометрическое место центров масс ее поперечных сечений) обычно смещают относительно радиального направления (оси 0r), проходящего через центр массы корневого сечения. Отклонения проекций точек оси лопатки (центров масс сечений) относительно оси 0r называются выносами центров масс сечений. Благодаря выносам в сечениях лопатки от действия центробежных сил возникают моменты, обратные по знаку моментам от газовых сил, которые компенсируют (уменьшают) последние. Применяя выносы, на расчетном режиме работы двигателя можно полностью или частично разгрузить лопатку от изгиба газовыми силами, уменьшив напряжения изгиба в сечениях. При этом рассматриваются «жесткие» лопатки, упругие изгибные деформации которых пренебрежимо малы по сравнению с величинами выносов. Очевидно, что выносы должны быть направлены в сторону действия той нагрузки, которую они компенсируют, т. е. по направлению действия газовой силы (рис. 4.8). Компрессор Турбина Рис. 4.8. Направления выносов центров масс лопаток компрессора и турбины 140 В этом случае центробежные силы элементов пера лопатки создадут моменты относительно корневого сечения M ц x и M ц y , компенсирующие моменты от газовых сил M Г x и M Г y . Степень разгрузки лопатки от изгиба газовыми силами характеризуется коэффициентом компенсации (разгрузки) – отношением моментов от центробежных сил к моментам от газовых сил, действующих в рассматриваемом сечении: М М М λ ц , или по осям λ х ц х и λ у ц у . МГ МГу МГх Если λ = 1, то М ц М Г , т. е. центробежный момент полностью компенсирует газовый момент (полная разгрузка). Необходимой компенсации добиваются отклонением лопатки по направлению действия газовой силы и поворотом сечений вокруг оси Or , т. е. специальным профилированием. Однако осуществить полную разгрузку даже для одного режима по всем сечениям лопатки очень трудно, так как при этом линия выносов центров масс получается сложной и не всегда приемлемой как с точки зрения профилирования лопатки, так и с технологической точки зрения. Еще одной причиной невозможности полной разгрузки лопатки на всех режимах работы двигателя является зависимость коэффициента компенсации от высоты и скорости полета и частоты вращения ротора двигателя (рис. 4.9). Рис. 4.9. Влияние условий полета на величину коэффициента компенсации Если полностью разгрузить лопатку на стендовом режиме, то, например, с увеличением высоты полета при n = const момент от центробежных сил М ц останется постоянным, а момент от газовых сил М Г уменьшится. Наступит перекомпенсация, и изгиб лопатки будет происходить от действия не газового, а центробежного момента. Поэтому значе141 ния коэффициентов компенсации на стендовом режиме выбирают в зависимости от типа летательного аппарата и диапазона его применения в пределах λ = 0,3…0,6, чтобы на расчетном режиме полета коэффициент компенсации был близок к единице. 4.2.7. Напряжения изгиба и суммарные напряжения Напряжения изгиба от действия газовых и центробежных сил определяют раздельно, а затем алгебраическим суммированием находят суммарные напряжения изгиба. Такое вычисление напряжений облегчает определение наиболее опасных условий работы лопатки. Напряжения изгиба определяют по изгибающим моментам относительно главных центральных осей сечения лопатки (рис. 4.10). Методика определения положения главных центральных осей изложена в курсе сопротивления материалов. Начало координат новой системы располагают в центре масс сечения. Координаты центра масс сечения от носка и от хорды профиля можно определить приближенно по эмпирическим формулам цмс 0 ,429 b , цмс 0 ,762 e , где b – хорда профиля; e – максимальный прогиб средней линии профиля. Рис. 4.10. Главные центральные оси сечения и положение расчетных точек Для большинства современных профилей допустимо считать ось направленной параллельно хорде профиля (погрешность не превышает 3…4º), ось перпендикулярна к оси , новая система координат повернута относительно прежней системы на угол . Проекции векторов изгибающих моментов от газовых или центробежных сил в новой системе координат имеют вид: – для компрессора M M x sin M y cos , M M x cos M y sin ; – для турбины M M x sin M y cos , M M x cos M y sin . Напряжения изгиба в произвольной точке поперечного сечения профиля с координатами и при косом изгибе определяются формулой 142 изг М I M I , где I η и I ξ – моменты инерции сечения профиля относительно главных центральных осей. Значения изгибающих моментов M η и M ξ и координат и подставляют со своими знаками. Величины моментов инерции можно определить приближенно по эмпирическим формулам I 0 ,041b 2 e 2 , I 0 ,037b 3 , где – максимальная толщина профиля. Напряжения изгиба определяют обычно для трех характерных точек профиля, наиболее удаленных от нейтральных осей и (на нейтральных осях напряжения изгиба равны нулю). В этих точках напряжения изгиба будут максимальными. Наиболее опасные точки расположены на носке, хвостике и спинке профиля (точки А, В и С). Напряжения изгиба в точках, наиболее удаленных от нейтральных осей, определяются формулой изг А,B ,C М I А ,B ,C M I А ,B ,C . Суммарные напряжения в точках А,В и С с учетом напряжений растяжения от действия центробежных сил определяют алгебраическим суммированием напряжений растяжения и напряжений изгиба от газовых и центробежных сил: А ,B ,C раст Г изг А ,B ,C Ц изг А ,B ,C (напряжения раст всегда положительны, а напряжения Г изг и Ц изг необходимо подставлять со своими знаками: «+» – при растяжении; «–» – при сжатии. На рис. 4.11 показан примерный характер изменения напряжений растяжения, изгиба и суммарных напряжений по длине лопатки. Рис. 4.11. Характер изменения напряжений растяжения, изгиба и максимальных суммарных напряжений по длине пера лопатки 143 4.2.8. Температурные напряжения в лопатках. Радиальная деформация лопаток Неравномерность температурного поля в поперечном сечении лопатки приводит к возникновению температурных напряжений, направленных перпендикулярно к плоскости сечения. В общем случае характер изменения величины температурных напряжений в каждом сечении зависит от закона распределения температуры по сечению, геометрии сечения, величины и характера зависимости от температуры модуля упругости и коэффициента линейного расширения материала лопатки. Значительной величины температурные напряжения могут достигать в охлаждаемых лопатках турбин из-за высокой неравномерности поля температур по сечению лопатки. Наибольшую неравномерность поле температур имеет на неустановившихся режимах работы двигателя (запуск, останов, приемистость и дросселирование). Учет неравномерности температурного поля по сечениям лопатки представляет собой довольно сложную задачу, поэтому на первоначальном этапе проектирования считают, что температура пера лопатки изменяется только по высоте и остается постоянной в каждом сечении (рис. 4.12). Это изменение температуры учитывают в расчете заданием предела длительной прочности материала по сечениям пера лопатки в зависимости от температуры в сечении. Рис. 4.12. Характер изменения температуры в сечениях лопатки по длине пера Рассмотрим порядок определения температур в сечениях по высоте лопатки для случаев неохлаждаемой и охлаждаемой лопатки. 1. Для неохлаждаемых лопаток турбин и последних ступеней компрессора температура лопатки на среднем радиусе определяется формулой 144 tcp .лоп t*cp C12 W12 , 0 ,8 2c p 2c p * где t cp – температура заторможенного потока на среднем радиусе на входе в рабочее колесо, ºС; C1 и W1 – абсолютная и относительная скорости потока на входе в рабочее колесо на среднем радиусе, м/с; c p – теплоемкость газа при постоянном давлении (для газа 2c p = 2 300 Дж/(кг·К)). Лопатка крепится к диску и передает ему часть тепла от своего корневого сечения за счет теплопроводности. Поэтому на корневой трети пера лопатки температура лопатки существенно ниже, чем на среднем радиусе. Обычно в корневом сечении принимают t лоп . корн tcp .лоп – (100…150) ºС. Приближенно считают, что на этом участке температура изменяется по кубическому закону: 3 tcp .лоп t лоп.корн l t лоп tcp .лоп x , 3 l / 33 где l – длина пера лопатки, x – текущая координата на участке l / 3 . К периферийной части пера подается газ с несколько меньшей температурой (на 30…40 ºС), чем на средний радиус, из-за поступления воздуха, охлаждающего корпус турбины. Но в прочностных расчетах берут худший случай – постоянную температуру на 2/3 периферийной части пера, равную tcp .лоп . 2. Если перо лопатки охлаждается воздухом, то температуру лопатки рассчитывают по специальным методикам с учетом расхода и температуры газа, расхода и температуры охлаждающего воздуха, площадей проходных сечений охлаждающих каналов, заградительного охлаждения, коэффициентов теплоотдачи от газа к лопатке и от лопатки к охлаждающему воздуху и т. п. Но если такой расчет не выполняется, то ориентировочно температуру на среднем радиусе выбирают из соображений прочности, а именно tcp .лоп 850…900 ºС, считая, что она будет обеспечена системой охлаждения, и далее распределение температур оценивается так же, как и в предыдущем случае. Предел длительной прочности дл материала лопатки определяют для полученных температур пера лопатки. Для этого по таблицам строят график дл f t o , затем по температурам в сечениях лопатки находят величины дл (рис. 4.13). 145 Рис. 4.13. График зависимости предельных напряжений от температуры Аналогично определяют значения модуля упругости в зависимости от температур для динамического расчета. Радиальную деформацию оси лопатки при работе двигателя необходимо знать для оценки величины радиального зазора между корпусом и лопаткой. Эта деформация складывается из упругой деформации l упр (в результате действия растягивающих напряжений), остаточной деформации lост (вследствие появления пластических деформаций и ползучести) и температурной деформации lt (из-за нагрева лопатки): l l упр lост lt . Относительная величина упругой деформации ε упр σр Е , где σ р – на- пряжения растяжения в сечении, Е – модуль упругости при данной температуре в сечении. Относительная величина остаточной деформации может быть определена по диаграммам деформирования F OCT ,t для материала лопатки при различных температурах или по диаграммам ползучести (по зависимости деформации ползучести от времени при различных напряжениях и температурах) для данного материала, заданных температуры и времени работы (ресурса). Такие диаграммы имеются в справочной литературе для различных материалов. Относительная величина температурной деформации ε t α T , где – коэффициент линейного расширения материала лопатки, T – изменение температуры в сечении лопатки. Тогда радиальная деформация оси лопатки определяется формулой R2 l R1 p E R2 R2 R1 R1 dr ост dr T dr . 146 Интегралы вычисляют численными методами или графическим интегрированием. 4.2.9. Особенности расчета естественно закрученных лопаток и лопаток с бандажными полками Как отмечалось ранее, напряжения кручения от газовых и центробежных сил невелики, и при предварительном расчете их можно не учитывать. Но так обстоит дело с лопатками, имеющими относительно малую изогнутость профиля. Современные лопаточные машины имеют зачастую сильно изогнутые профили с круткой от корня к периферийному сечению лопатки. В таких естественно закрученных лопатках в поле центробежных сил возникают в поперечных сечениях касательные и дополнительные нормальные напряжения значительной величины. Эти напряжения приходится учитывать при расчете на прочность сильно изогнутых и закрученных лопаток. Под действием центробежных сил профиль лопатки стремится раскрутиться, отчего в нем появляются дополнительные нормальные напряжения сжатия во входной и выходной частях профиля, а в центре профиля – напряжения растяжения. Эти напряжения достигают максимума в корневой части пера лопатки. Раскручивание профиля вызывает появление касательных напряжений в сечениях лопатки, сечения деформируются, т. е. точки, располагавшиеся ранее в одной плоскости, займут новые положения на каких-то других поверхностях. Это явление называется депланацией сечения профиля. Степень естественной закрученности лопатки характеризуется па b раметром закрутки 0 , где 0 – угол поворота концевого сечения по 2l отношению к корневому (в радианах), b – хорда профиля, l – длина пера лопатки (рис. 4.14). Рис. 4.14. Определение степени естественной закрученности лопатки 147 Естественную закрутку необходимо учитывать при 0 ,07 . При наличии бандажной полки на конце пера лопатки или в какомлибо сечении профиля лопатка дополнительно нагружается центробежной силой массы полки, которая увеличивает напряжения растяжения в сечениях лопатки, лежащих ниже полки: РЦ полки лопVполки Rполки 2 , где Vполки – объем бандажной полки; Rполки – расстояние от центра массы полки до оси вращения (рис. 4.15). Если, кроме того, центр массы бандажной полки не лежит на оси 0r , то изменится величина момента от действия центробежных сил массы полки, что также необходимо учесть в расчете. Рис. 4.15. Влияние бандажной полки на напряжения растяжения пера лопатки 4.2.10. Оценка прочности рабочих лопаток Статическая прочность рабочих лопаток оценивается запасом стати пр ческой прочности k , где пр – предел длительной прочности при max заданной температуре или предел ползучести материала лопатки. В выполненных конструкциях рабочих лопаток минимальные коэффициенты запаса прочности составляют 1,25…2,50 (меньшие значения относятся к бандажированным рабочим лопаткам турбин). Для компрессорных лопаток коэффициенты запаса прочности целесообразно иметь в пределах 2,8...5,5, так как при меньших коэффициентах запаса получается тонкое перо лопатки, которое может быстро разрушиться из-за эрозионного износа и низкочастотных колебаний. Лопатка будет иметь наименьшую массу, если во всех ее сечениях коэффициент запаса прочности будет одинаковым. Однако обеспечить это условие при заданной температуре и наличии динамических (знакопеременных колебательных) нагрузок невозможно, так как площади сечений лопатки к периферии пера будут сильно уменьшаться, что снизит ее из148 гибную жесткость и вибрационную прочность, а следовательно, и надежность конструкции. 4.2.11. Расчет выносов центров масс сечений для компенсации моментов от газовых сил моментами от центробежных сил В осевых компрессорах и газовых турбинах при проектировании лопаток можно так расположить линию центров масс поперечных сечений, что результирующий момент в корневом сечении будет достаточно малым или даже равным нулю (рис. 4.16). Тем самым будут получены малые (или равные нулю) напряжения изгиба. Рис. 4.16. Компенсация изгибающего момента от газовой силы моментом от центробежной силы Для уменьшения изгибных напряжений в корневом сечении пера лопатка должна быть установлена на диске так, чтобы центры масс всех сечений, кроме корневого, не совпадали с плоскостью вращения (осью 0 – r), а были смещены в сторону изгибающих моментов от газовых сил. Чтобы компенсация была во всех сечениях, осевая линия лопатки должна иметь сложную пространственную форму (профиль получается трехмерным). Наиболее просто реализуемый способ выносов – по линейному закону (все профили сечений сдвинуты в сторону действия газовой силы и находятся на одной прямой, рис. 4.17). Рис. 4.17. Направления выносов центров масс сечений 149 Расположение центров масс сечений на прямой линии удобно и с технологической стороны – все профили сечений, выбранные при газодинамическом расчете компрессора или турбины, должны быть сдвинуты параллельно себе по линейному закону. Такое смещение выполняется смещением замка лопатки относительно оси 0 – r (рис. 4.18). Для газовых турбин с замками елочного типа при малом диаметре диска такое смещение стараются не применять, чтобы не ослабить зубья замка. Рис. 4.18. Смещение замков крепления лопаток для выполнения выносов центров масс Такой способ является однорежимным. Момент от газодинамических сил зависит от плотности и скорости воздуха (газа), проходящего через лопаточную решетку (он примерно пропорционален первой степени частоты вращения). Изгибающий момент от центробежных сил пропорционален квадрату числа оборотов. Таким образом, если приравнять эти моменты при каком-то числе оборотов, то на другом режиме работы двигателя (при другом числе оборотов) равенство соблюдаться не будет. Поэтому при проектировании компрессора или турбины компенсацию выполняют для наиболее опасного режима работы, исходя из назначения двигателя и учитывая длительность эксплуатации на каждом режиме. Исходным параметром для расчета выносов центров масс сечений является коэффициент компенсации ( M Ц / M Г 0,3…0,6) на стендовом режиме. Обозначим выносы на конце пера лопатки в плоскости x0r через x 0 , в плоскости y0r – через y 0 (рис. 4.19). В корневом сечении xкорн = 0, yкорн = 0, выносы от периферии к корню убывают по линейному закону: 150 x x0 r l лоп ; y y0 r l лоп , где r – текущая координата от корневого сечения до выделенного, r = R – R 1 ; l лоп – длина пера лопатки. В случае корневого сечения имеем, например, для момента М у : 2 M y 2 x0 R2 l лоп R1 x0 R2 l лоп R1 rF R dR 2 ( R R1 ) F R dR R2 x0 R2 2 F R dR R F R dR 1 l лоп R1 R1 (аналогично – для момента М х ). Рис. 4.19. Схема расчета линейных выносов центров масс сечений В подразд. 4.2.4 был выполнен расчет статической прочности лопатки методом конечных разностей. Используя результаты этого расчета, перейдем от интегральной записи к конечно-разностной (начиная от периферии пера лопатки): R Rn 1 F Fn 1 F n ; dR Rn Rn1 ; R n . 2 2 Тогда 1 x M Цy 2 0 Fn Fn 1 Rn2 Rn21 Rn Rn 1 R1 . 8 l лоп Аналогично для М х : 1 y M Цx 2 0 Fn Fn 1 Rn2 Rn21 Rn Rn 1 R1 . 8 l лоп Тогда вынос центра масс периферийного сечения 1 1 2 2 x0 y M Гу / 2 Fn Fn 1 Rn Rn 1 Rn Rn 1 R1 , l лоп 8 151 а относительный вынос x0 x0 l лоп . Аналогично – для оси y . Площади F и радиусы R берут из предварительного расчета лопатки на статическую прочность (без выносов центров масс сечений). Величины моментов от газовых сил можно оценить приближенно по формулам M Гy 2 l лоп ; PU 2 M Гх 2 l лоп Pа cp . 2 4.2.12. Влияние конструктивных факторов и условий эксплуатации ГТД на напряженное состояние лопаток Влияние частоты вращения ротора ГТД на напряженное состояние рабочих лопаток Напряжения растяжения от центробежных сил в сечении рабочей лопатки, расположенном на произвольном радиусе, определяются формулой 2 R 2 2 p n r f dr . F 30 R При изменении частоты вращения при прочих равных условиях p Const n 2 , 2 R2 Const r f dr . F 30 R На рис. 4.20 показано влияние вариации частоты вращения ротора на изменение напряжений в пере лопатки, а на рис. 4.21 – изменение напряжений растяжения по длине пера рабочей лопатки в зависимости от частоты вращения ротора. Рис. 4.20. Изменение напряжений в пере лопатки при вариации частоты вращения ротора на минимальных и максимальных режимах работы двигателя 152 Рис. 4.21. Изменение напряжений растяжения по длине пера рабочей лопатки в зависимости от частоты вращения ротора Влияние условий полета самолета на напряженное состояние рабочих лопаток При изменении скорости и высоты полета самолета изменяются температура и давление воздуха на входе в двигатель: Т* В = Т Н (1+ 0,2М 2); Р* В = Р Н (1+ 0,2М 2)3,5. Это обусловливает изменение расхода воздуха, проходящего через двигатель, отклонение условий обтекания лопаток от расчетных, перераспределение работы между отдельными ступенями компрессора и турбины, изменение газовых нагрузок, под действием которых рабочие лопатки компрессора и турбины подвергаются деформациям изгиба. Изгибающий момент в плоскости вращения рабочего колеса при программе управле* ния силовой установкой Т Г = const и n = const практически пропорционален расходу воздуха (газа) через двигатель: M x ≈ Const G B . 4.2.13. Прочность направляющих аппаратов и сопловых лопаток Нагрузки, действующие на сопловые и направляющие аппараты Сопловые, направляющие и спрямляющие аппараты, представляющие собой кольцевые наборы неподвижных или поворотных профилированных лопаток, подвергаются действию аэродинамических сил PГ , являющихся основным видом нагрузки. Эти силы вызывают в лопатках деформации и напряжения изгиба и и кручения 153 КР . Как и в рабочей лопатке, аэродинамическая сила, действующая на неподвижную лопатку, имеет две составляющие – осевую и окружную: PОС M И ; PОКР M КР . Лопатки направляющего (спрямляющего) аппарата, включенные в силовую схему двигателя, нагружаются силами и моментами, которые передаются от соседних элементов конструкции. Эти нагрузки вызывают в лопатках напряжения растяжения и сжатия ( раст , сж ). В случае неравномерного нагрева ( grad T 0 ) и стеснения температурных расширений в лопатках возникают температурные напряжения t . Температурные напряжения наиболее характерны для сопловых аппаратов, особенно на переходных режимах работы двигателя. В длинных лопатках, закрепленных консольно, иногда значительной величины могут достигать вибронапряжения V . Расчет на прочность неподвижных лопаточных аппаратов При расчете на прочность направляющих и сопловых аппаратов обычно определяют напряжения изгиба и запасы усталостной прочности в лопатках, бандажах и проверяют прочность элементов, передающих нагрузку от лопаточного аппарата на корпус статора. Основным видом нагрузки принимают газовые силы PГ . Расчетные режимы: – режим максимального расхода воздуха через двигатель H полета 0 , Vполета max, n ротора nmax (полет на минимальной высоте с максимальной скоростью при температуре воздуха на входе в двигатель -60 ºС). В этом случае моменты от газодинамических и центробежных сил имеют максимальные значения ( PЦ max, М Ц max , PГ max, М Г max , и max ); – режим наибольшей температуры воздуха за компрессором в сочетании с режимом GB max при одновременном действии инерционных нагрузок (для лопаточных аппаратов, включенных в силовую схему двигателя), на этом режиме GB max, TK* max, Pj max , а пределы длительной прочности материалов лопаток ДЛ имеют наименьшие значения; – режим наибольшей температуры газов перед турбиной в сочетании с режимом G Г max (для сопловых лопаток турбины); – режим запуска и останова двигателя для оценки величины температурных напряжений в лопатках сопловых аппаратов турбины ( grad T max и температурные напряжения t max ). При расчетах принимают следующие допущения: 154 – лопатка представляется в виде стержня, одна из главных осей которого совпадает с плоскостью лопаточного аппарата; – сечение лопатки постоянно по ее длине F const (это допущение методикой расчета не обусловлено и вводится только для упрощения расчетных формул); – интенсивности газовых нагрузок q x и q y постоянны по длине лопатки и равны интенсивностям на среднем радиусе лопатки: q x q x cp const , q y q y cp const ; – перепады давлений постоянны по длине лопатки и равны перепадам на средних радиусах ( p const ); – осевые составляющие скорости воздуха (газа) не изменяются ( ca const ). При сделанных допущениях интенсивности газовой нагрузки приводятся к такому виду: 2 rcp G G p1 p2 cp , q x B c2u c1u cp B cu cp , q y l лоп z l лоп z z где GB – расход воздуха (газа); l лоп – длина лопатки; z – число лопаток в аппарате; p1 p2 cp – перепад давлений на среднем радиусе; c2u c1u cp cu cp – изменение окружных составляющих скорости воздуха (газа) на среднем радиусе. Порядок расчета: 1) выбирают расчетную схему лопаточного аппарата (что наиболее сложно) с учетом особенностей конструкции его элементов (статически определенная или статически неопределенная); 2) определяют реакции в местах заделки лопаток и нагрузки на элементы крепления лопаточных аппаратов к корпусу; 3) строят эпюры изгибающих моментов и перерезывающих сил; 4) выбирают расчетные сечения, для которых рассчитывают напряжения и запасы прочности. Рассмотрим в качестве примера некоторые расчетные схемы. 1. Лопатки консольно закреплены к наружному бандажу (рис. 4.22), расчетная схема – консольная балка (ТВ3-117, АЛ-21Ф, Д20П, Д30, Д25В). Реакции в заделке Ax q x l , Ay q y l . Изгибающие моменты в любом сечении i i от свободного конца r2 r2 M y qx , M x q y . 2 2 155 Максимальные изгибающие моменты в заделке l2 l2 M y max q x , M x max q y . 2 2 Рис. 4.22. Расчетная схема консольно закрепленной лопатки По изгибающим моментам определяют напряжения в пере лопатки согласно методике, аналогичной методике расчета рабочих лопаток (только не будет изгибающих моментов от действия центробежных сил) и в бандажах. В выполненных конструкциях максимальные напряжения в лопатках сопловых аппаратов u 150…200 МПа, в стальных лопатках направляющих аппаратов – до 350 МПа, в лопатках из алюминиевых сплавов – до 200 МПа. Наибольшие напряжения – в заделке. 2. Лопатки свободно вставлены цапфами в бандажи и имеют свободу перемещений по радиусу и поворота относительно корпуса 156 (рис. 4.23), расчетная схема – балка на двух опорах (ВНА ТВ3-117, НК-12, сопловые аппараты АЛ-7Ф, НК-12, ТВ3-117). Рис. 4.23. Двухопорное закрепление лопатки Аналогично – по оси y. Максимального значения изгибающие моменты достигают на среднем радиусе: l2 l2 M x max q y , M y max q x . 8 8 Необходимо учесть знаки моментов. Максимальные напряжения в сопловых лопатках, закрепленных по такой схеме, составляют 25…35 МПа. 3. Жесткое закрепление в одном из бандажей (наружном или внутреннем) со свободой радиального перемещения и поворота конца пера лопатки вместе с бандажом в другом (например, второй сопловой аппарат ТРДФ Р11Ф-300). Расчетная схема – статически неопределенная балка (рис. 4.24). Раскрытие статической неопределенности можно не производить, определяя опорные реакции из условия равновесия лопаточного аппарата в целом при одинаковой жесткости лопаток. Из условия равенства моментов относительно оси вращения R22 R12 , Ax q x 2R2 из условия равенства проекций сил на ось y Ay q y ( R2 R1 ) . Следовательно, изгибающие моменты в любом сечении на расстоянии r определяются как 157 M x max r2 r2 Ay r q y , M y max Ax r q x . 8 8 Рис. 4.24. Статически неопределенная балка Напряжения в лопатках, закрепленных по такой схеме, достигают 100…200 МПа. 4. Если лопатки свободно вставлены во внутренний бандаж и их концы могут свободно перемещаться в нем в радиальном направлении, то Ax 0 и Ay 0, так как внутренний бандаж усилий не воспринимает и служит только для уплотнения проточной части и демпфирования колебаний лопаток. В этом случае лопатки рассчитывают как консольные. Наличие бандажа идет в запас прочности (рис. 4.25). Рис. 4.25. Балка, жестко закрепленная с одной стороны и подвижная в радиальном направлении 5. Лопаточные аппараты, включенные в силовую схему двигателя, рассчитываются как статически неопределимые рамы, нагруженные как газовыми усилиями, так и силами, передаваемыми от сопряженных силовых деталей. 158 На надежность сопловых аппаратов большое влияние оказывают переменные температурные напряжения, возникающие из-за неравномерного нагрева и стеснения температурных деформаций в местах крепления лопаток. По мере выработки ресурса при увеличении числа циклов нагружения накапливаются пластические деформации. Термическая усталость приводит к короблению и растрескиванию лопаток и бандажей. Дефекты неподвижных лопаточных аппаратов, возникающие в процессе эксплуатации, как правило, менее опасны, чем разрушения деталей ротора. Но следует иметь в виду, что в некоторых случаях поломки неподвижных лопаток могут быть причиной разрушения компрессоров и турбин. Незначительные забоины обнаруживаются при наземном обслуживании (осмотрах). Устранение таких дефектов и коррозионно-эрозионных повреждений выполняется зачисткой лопаток. Трещины, коробления и прогары сопловых лопаток, если необходимо, устраняют заменой лопаток или, если возможно, заваркой трещин. 4.3. Статическая прочность дисков и роторов ГТД Диски компрессоров и турбин – это наиболее ответственные элементы конструкции газотурбинных двигателей. От совершенства конструкции дисков в большой степени зависят масса двигателя и его надежность. Основными источниками напряжений в диске являются центробежные силы собственной массы диска и массы рабочих лопаток, неравномерный нагрев диска, разность давлений, действующих на боковые поверхности диска, крутящий момент, передаваемый диском на вал, гироскопический момент, действующий на ротор двигателя, вибрационные нагрузки. Центробежные силы вызывают в диске растягивающие напряжения, неравномерный нагрев – термические напряжения растяжения и сжатия. Напряжения кручения являются результатом передачи диском крутящего момента; обычно они невелики, и в расчетах ими можно пренебречь. Напряжения изгиба возникают от разности температур по толщине диска, от разности давлений на боковые стороны, от вибраций лопаток и самого диска, от гироскопического момента и при эволюциях летательного аппарата (в этом случае напряжения изгиба в диске возникают от деформации вала). Напряжения изгиба зависят от толщины диска и могут достигать значительной величины лишь в тонких дисках. В дисках, связанных в барабанно-дисковую конструкцию, эти напряжения также невелики из-за повышенной жесткости каждого диска и ротора в целом, обусловленной наличием жесткой барабанной части. Изгибные напряжения, возникающие в результате вибрации, уменьшают устранением в рабочем диапазоне частот вращения ротора опасных резонансных режимов. 159 4.3.1. Расчетные режимы работы двигателя для оценки статической прочности диска Расчетный режим при расчете диска на прочность должен выбираться с учетом условий его нагружения. В качестве расчетных режимов используются: – режим максимальной частоты вращения ротора (основной расчетный режим), который характеризуется максимальными напряжениями от центробежных сил массы диска и лопаток; – запуск двигателя и выход его на расчетный режим работы или внезапное выключение двигателя без его предварительного охлаждения; при этом максимальных значений достигают градиенты температур и температурные напряжения (например, при запуске периферийная часть диска быстро прогревается, а ступица продолжает оставаться холодной, наличие большого температурного градиента приводит к возникновению высоких температурных напряжений, которые, суммируясь с инерционными нагрузками, могут привести к возникновению в диске пластических деформаций). 4.3.2. Основные уравнения напряженного состояния диска Задача расчета прочности диска может быть решена в двух вариантах: – проверочный расчет, в котором при известной геометрии диска определяют напряжения в диске от центробежных сил массы диска и прикрепленных к нему рабочих лопаток и неравномерного нагрева диска; полученные напряжения сравнивают с предельно допустимыми для материала при заданных температурах в сечениях диска, определяют коэффициент запаса прочности и делают вывод о работоспособности спроектированной конструкции; – проектировочный расчет (обратная задача), в котором по выбранным запасам прочности или напряжениям определяют закон изменения толщины диска по его радиусу (выполняют профилирование диска). Обе задачи решают путем использования основных уравнений напряженного состояния диска, представляющих собой зависимости напряжений в сечениях диска от его геометрических параметров, свойств конструкционного материала, частоты вращения ротора, закона распределения температур, нагрузки от лопаточного венца и других конструктивных и эксплуатационных факторов. При выводе основных уравнений напряженного состояния упругого неравномерно нагретого диска принимают следующие допущения: – диск (рис. 4.26) считают симметричным относительно средней плоскости, перпендикулярной к оси вращения; 160 – полагают, что в площадках, параллельных средней плоскости диска, отсутствуют нормальные напряжения, т. е. диск находится в плоском напряженном состоянии и напряжения в нем возникают только в радиальном и окружном направлениях; Рис. 4.26. Расчетная схема диска: а – сплошной диск; б – диск с центральным отверстием – полагают, что толщина диска мала по сравнению с его диаметром и резких изменений толщины по радиусу диска нет (можно принять, что напряжения на любом радиусе не изменяются по толщине диска); – температура диска постоянна по его толщине и изменяется по радиусу; – на диск от прикрепленных к нему рабочих лопаток, замков, фиксаторов, разрезных частей обода действует равномерно распределенная контурная нагрузка от центробежных сил, вызывающая в диске радиальные напряжения рл (см. рис. 4.26): z pk Fk РЦ хв РЦ об , рл 2 rk bk где z – число рабочих лопаток на диске; pk – напряжения растяжения в корневом сечении пера лопатки от действия центробежной силы массы лопатки; Fk – площадь корневого сечения лопатки; РЦ хв – центробежная сила массы замковой части лопатки и фиксаторов ее крепления; РЦ об – 161 центробежная сила межзамковой разрезной части диска; rk – наружный радиус неразрезной части обода диска; bk – ширина обода диска на радиусе rk . Если материал лопаток и диска имеет одинаковую плотность, то выражение для определения рл можно записать в более удобной форме: рл z pk Fk 2 R 2f f 2 2 rk bk , где f – площадь радиального сечения замковой разрезной части обода диска; R f – радиус центра массы площади f радиального сечения замковой разрезной части обода диска; – плотность материала, из которого n изготовлены лопатка и диск; – угловая скорость вращения ротора, 30 рад/с; n – частота вращения ротора, об/мин. Из-за симметрии диска касательные напряжения в радиальных сечениях отсутствуют, а значит, они отсутствуют и в концентрических сечениях диска. Эти допущения не оказывают существенного влияния на точность расчетов, но значительно облегчают решение задачи. Погрешность расчетов при принятых допущениях не превышает 5 %. При оценке напряженного состояния вращающегося неравномерно нагретого диска произвольного профиля используются основные уравнения напряженного состояния, полученные из условий равновесия элемента диска и совместности его деформаций при принятых допущениях. Для получения первого уравнения напряженного состояния диска рассмотрим равновесие выделенного элемента. Действие на элемент отброшенной части диска заменим нормальными радиальными ( r и r d r ) и окружными напряжениями, равномерно распределенными по граням выделенного элемента (рис. 4.27). Рис. 4.27. Силы, действующие на выделенный элемент 162 Из-за симметрии диска касательные напряжения в радиальных сечениях отсутствуют, а значит, они отсутствуют и в концентрических сечениях (элемент находится в плоском напряженном состоянии – в равновесии под действием приложенных к нему сил на боковых гранях и центробежной силы от собственной массы элемента). Проекцию сил, приложенных к выделенному элементу, на ось 0r, проходящую через центр масс выделенного элемента, запишем в виде d dR dR dPЦ 2T sin 0, 2 где dR , dR и T – силы, приложенные к граням элемента и заменяющие действие отброшенных частей диска; dPЦ – элементарная центробежная сила, возникающая от собственной массы элемента. Ввиду малости угла d можно записать приближенно sin d d . 2 2 Выразив силы через напряжения, получим выражение r dr r dr db db r r d b rddrb r dr 2 2 d dr b 0 . 2 2 Раскрывая скобки и пренебрегая бесконечно малыми второго и третьего порядков, получаем равенство r b dr r r db d r r b r r b br 22 dr b dr 0 . Решая полученное уравнение относительно d r , из уравнения равновесия элемента получим первое уравнение напряженного состояния диска: dr dr db d r r 2 rdr . b r r Это дифференциальное уравнение содержит две переменные – напряжения d r и d . Для определения этих напряжений необходимо иметь еще одно уравнение, которое можно найти из рассмотрения совместности деформаций выделенного элемента (рис. 4.28). Рис. 4.28. Деформация выделенного элемента 163 Пусть радиальное перемещение внутренней цилиндрической поверхности элемента под действием центробежных сил и температурного расширения при деформации элемента равно , наружной поверхности – d , где d – удлинение собственно элемента. Тогда относительное удлинение внутренней дуги элемента (r )d rd . rd r Относительное удлинение боковой грани элемента (радиальное) dr d dr d . r dr dr Но относительные деформации элемента складываются из силовой и температурной деформаций. Для диска, работающего в области упругих деформаций, относительные силовые деформации описываются законом Гука (в данном случае – для плоского напряженного состояния), а относительные температурные деформации по обеим координатам элемента равны между собой. Тогда получим полные относительные деформации 1 r t ; r E r d 1 r t , dr E где – коэффициент линейного температурного расширения материала диска; t – изменение температуры элемента диска по сравнению с начальной; E – модуль упругости материала диска; – коэффициент Пуассона. После преобразования получим систему уравнений r r t r ; E d dr r t dr . E Дифференцируя первое уравнение с учетом переменности по радиусу величин E и из-за переменности температур, приняв коэффициент Пуассона по радиусу const (так как его величина мало изменяется при изменении температуры) и вычитая из полученного уравнения второе уравнение, после преобразований имеем уравнение совместности деформаций r dr drE rdE r 0 . d d r d t r r E E E2 Из этой зависимости вытекает важное следствие: при r 0 (т. е. в центре сплошного диска) радиальные и окружные напряжения одинаковы 164 ( r ), а в диске с центральным отверстием радиальные напряжения равны нулю ( r 0 ). Подставляя в полученное уравнение совместности деформаций вместо d r первое уравнение напряженного состояния и выполнив преобразования, получим второе уравнение напряженного состояния диска db dr dE dr dE r 2 rdr E d t , d r b r E E где r и – радиальные и окружные напряжения; b и r – текущие значения толщины и радиуса диска; – угловая скорость вращения диска; и E – плотность и модуль упругости материала диска; – коэффициент Пуассона; – коэффициент линейного температурного расширения материала диска; t – температура диска на радиусе r. Эти дифференциальные уравнения содержат геометрические характеристики диска (радиусы, толщины), информацию о конструкционном материале (плотность, модуль упругости, коэффициент Пуассона, коэффициент линейного температурного расширения), эксплуатационные характеристики (скорость вращения, температуру) и две искомые величины – напряжения по радиусу r и окружности диска. Для оценки напряженности диска расчеты ведут в предположении его упругого состояния. Однако в некоторых случаях напряжения в сечениях диска могут превосходить пределы упругости и текучести материала, в результате чего деформации наиболее нагруженных участков диска будут иметь пластический характер. Кроме того, при высоких температурах существенное влияние на прочность диска может оказать ползучесть материала. В этих случаях расчет на прочность диска должен выполняться с учетом пластической деформации и ползучести. Здесь эти случаи рассматривать не будем. Точные решения основных дифференциальных уравнений напряженного состояния диска могут быть получены только для ограниченного числа сравнительно простых профилей (цилиндрического диска, диска, боковые поверхности которого образованы усеченными конусами или имеют сферические обводы, и т. д.). Для неравномерно нагретого диска сложной формы эти уравнения решают численно заменой дифференциалов приращениями или методом конечных элементов. 4.3.3. Расчет напряжений в неравномерно нагретом диске произвольного профиля методом конечных разностей Расчет диска методом конечных разностей основан на приближенном решении системы основных дифференциальных уравнений напряженного состояния диска путем замены входящих в них дифференциалов 165 конечными разностями. Замену дифференциалов на конечные разности выполняют по следующим формулам: d r r r n r n 1 ; d n n 1 ; dr r rn rn 1 ; db b bn bn 1 ; dE E En En 1 ; d t t t n t n 1 . Для этого выбранную форму диска разбивают сечениями на несколько колец (обычно делают 15–30 сечений) от центра диска к его периферии (рис. 4.29). Рис. 4.29. Схема разбивки диска на расчетные сечения Нулевое сечение для диска с центральным отверстием проводят на радиусе отверстия, в сплошном диске без центрального отверстия – на расстоянии r0 0 ,05...0 ,10 rk . Для величин r , , r, b и E, входящих в основные уравнения без индексов, обозначающих сечения, можно принять их значения на внутреннем радиусе кольцевого участка, т. е. приписать им индекс (n – 1). Кроме того, выбор расчетных сечений должен удовлетворять еще двум условиям: rn – отношение последующего радиуса к предыдущему должно rn 1 быть не более 1,05…1,10 для первых трех-четырех сечений и не более 1,2…1,4 для остальных сечений; b – отношение толщин n должно составлять не более 0,8…1,2, т. е. bn 1 при интенсивном изменении толщины диска (например, при переходе от ступицы к полотну или от полотна к ободу диска) сечения необходимо проводить с меньшим шагом по радиусу. 166 После подстановки приведенных разностей в основные уравнения напряженного состояния и преобразований получают конечно-разностную форму основных уравнений: r r r b r n n 1 n 1 r n 1 3 n n 2 rn21 n 1; rn 1 bn 1 rn 1 rn 1 r b E r E n n 1 1 n n r n 1 n 1 n n 2 En 1 rn 1 bn 1 En 1 rn 1 r 2 rn21 n 1 En 1t n t n 1 . rn 1 В этих уравнениях напряжения r и в каждом следующем сечении диска выражены через напряжения в предыдущем сечении, геометрические параметры диска, параметры конструкционного материала и условия его работы. Тогда для любого n-го сечения диска можно выразить напряжения r и через напряжения 0 в нулевом сечении: r n An 0 Bn ; n N n 0 Qn . В коэффициенты A, B, N и Q входят априори известные геометрические параметры диска, параметры конструкционного материала и условия его работы. Для нулевого сечения эти зависимости имеют вид: – для сплошного диска без центрального отверстия 0 A0 0 B0 ; 0 N0 0 Q0 ; – для диска с центральным отверстием без нагрузки по контуру отверстия 0 A0 0 B0 ; 0 N0 0 Q0 . Значения коэффициентов A, B, N и Q в нулевом сечении диска выбирают из условия обращения предыдущих зависимостей в тождества, справедливые при любых значениях 0 : – для сплошного диска без центрального отверстия A0 1; B0 0; N 0 1; Q0 0 ; – для диска с центральным отверстием без нагрузки по контуру отверстия A0 0; B0 0; N 0 1; Q0 0 . Неизвестные напряжения 0 в нулевом сечении диска определяют по известному радиальному напряжению r л на периферии диска в k-м сечении. Полагая r k r л Ak 0 Bk , получают 0 167 r л Bk Ak . Таким образом, проверочный расчет напряжений во вращающемся неравномерно нагретом диске произвольного профиля осуществляют в такой последовательности: – по чертежу диска выполняют его разбивку сечениями с соблюдением соотношений радиусов и толщин при переходе от предыдущего сечения к последующему; – в зависимости от типа диска (сплошной или с центральным отверстием) задают коэффициенты A, B, N и Q для нулевого сечения; – рассчитывают распределенную контурную нагрузку r л на периферии диска; – определяют радиальные r и окружные напряжения для каждого сечения диска; – строят графики r f r и f r , определяют сечения с наибольшими и наименьшими напряжениями, вырабатывают рекомендации по оптимизации формы диска. 4.3.4. Определение температуры диска турбины К диску турбины тепло передается от прикрепленных к нему рабочих лопаток. Распределение температуры зависит от способа охлаждения диска. Наиболее эффективным является охлаждение обода диска, когда охлаждающий воздух подается через специально спрофилированные отверстия или лопатки (спутная закрутка) непосредственно в ту зону, в которую поступает тепло от рабочих лопаток и горячего газа. Но самым конструктивно простым способом является радиальная или поперечная обдувка. При радиальной обдувке воздух подводится к ступице диска и перетекает по радиусу к ободу, где выбрасывается в проточную часть турбины. В этом случае температурный градиент в диске максимален, так как наибольшую температуру диск имеет на ободе, а наименьшую – в центре (на ступице). Изменение температуры в диске зависит не только от принятого способа подачи охлаждающего воздуха, но и от интенсивности охлаждения (расхода и температуры охлаждающего воздуха), коэффициента теплопроводности материала диска, коэффициента теплоотдачи от диска к воздуху, конструкции самого диска и др. При упрощенном расчете температура t k диска на наружном диаметре определяется через температуру лопатки в корневом сечении t k лоп и тепловое сопротивление в замке t : t k t k лоп t . Величина t зависит от конструкции замка лопатки и для елочного замка составляет t 50…100 ºС. Изменение температуры диска по радиусу приближенно подчиняется закону квадратной параболы: 168 2 r ti t0 t k t0 i , rk где t0 и t k – температуры в центре диска и на его ободе (на последнем расчетном радиусе rk ); ri – текущий радиус. Эта формула справедлива для сплошного диска без центрального отверстия (например, для диска 2-й ступени турбины двигателей РД-9Б, АМ-3, АЛ-7Ф). Для диска с центральным отверстием радиусом r0 обычно используется зависимость 2 r r ti t0 t k t0 i 0 . rk r0 Разность температур t k t0 в стационарном тепловом режиме составляет обычно 100…250 ºС в зависимости от условий охлаждения диска. При проектировании диска целесообразно обеспечивать перепад температур t k t0 не более 100…120 ºС, так как при большем перепаде температур существенно возрастают термические напряжения в диске. 4.3.5. Особенности расчета диска со скачкообразным изменением толщины Если в диске имеются сечения с резким увеличением или уменьшением толщины (например, скачкообразный переход от полотна диска к ободу), то метод конечных разностей становится для расчета не совсем корректным, так как нарушается допущение о плавности изменения толщины диска по радиусу. Это приводит к накоплению погрешности при использовании в основных уравнениях напряженного состояния приращений (конечных разностей) вместо дифференциалов. Однако эту проблему можно решить, выполняя для такого диска два расчета: первый – до скачка, второй – после скачкообразного изменения толщины (рис. 4.30), радиусы r n до скачка и r n+1 = r n после скачка. Исходными данными для второго расчета будут напряжения, полученные в первом расчете. Рис. 4.30. Схема диска со скачкообразным изменением толщины 169 Связь обоих расчетов осуществляется введением на радиусе скачка дополнительных коэффициентов A, B, N и Q после скачка толщины. Эти новые коэффициенты вычисляют по зависимостям: b b An An n ; Bn Bn n ; bn bn b b N n N n An n 1 ; Qn Qn Bn n 1 , bn bn где величины без штриха относятся к сечению до скачка толщины, а со штрихом – после скачка. Расчет напряжений в диске со скачком толщины практически не отличается от расчета диска с плавным изменением толщин по радиусу. Единственное отличие состоит в том, что на радиусе скачка вводится дополнительно такой же радиус, но уже с толщиной после скачка. Номер скачка присваивается радиусу до скачка. 4.3.6. Особенности расчета диска с лопатками на боковой поверхности Диски, имеющие лопатки на боковой поверхности, применяются в центробежных и диагональных компрессорах, радиальных турбинах. При расчете такого диска следует исходить из учета совместного упругого деформирования лопаток и диска. Однако для упрощения расчета лопатки обычно заменяют некоторой массой, догружающей диск, и не учитывают их несущих свойств. Очевидно, что такое допущение идет в запас прочности диска. Дополнительное увеличение центробежной силы за счет массы лопаток выполняется условным увеличением плотности материала диска в каждом сечении. Такой прием позволяет использовать для расчета метод конечных разностей (рис. 4.31). Изменение плотности материала диска при учете присоединенной массы определяется следующим образом: присоединенная масса для кольца радиусом r и толщиной dr для двухсторонней крыльчатки компрессора m 2f л zdr , где f л – площадь поперечного сечения лопатки на радиусе r; – плотность материала лопатки и диска; z – число лопаток на одной стороне крыльчатки. Тогда полная масса выделенного кольца с учетом присоединенной массы f z dm b 2rdr 2f л zdr 1 л b 2rdr , rb где b – толщина диска на радиусе r. 170 Рис. 4.31. Диск с лопатками на боковой поверхности Таким образом, если диск имеет лопатки с обеих сторон, то условная приведенная плотность материала на любом радиусе r n определяется формулой fn л z , n прив 1 rnbn а если крыльчатка выполнена с односторонним расположением лопаток, то fn л z n прив 1 2 rn bn . 4.3.7. Оценка прочности дисков Прочность дисков оценивается по двум критериям: по величинам запасов местной статической прочности и по разрушающей частоте ротора. Запас местной статической прочности можно представить в виде отношения предела длительной прочности материала диска при его рабочей температуре в каждом расчетном сечении диска к максимальному или эквивалентному напряжению в том же сечении: дл i дл i ki или ki . э i max i Поскольку диск находится в сложном напряженном состоянии, для расчета эквивалентных напряжений используются соответствующие теории прочности. Так, по IV теории прочности 171 э 2r 2 r . На рис. 4.32 приведен пример распределения радиальных, окружных и эквивалентных напряжений, а на рис. 4.33 – коэффициента запаса прочности по радиусу диска с центральным отверстием. Рис. 4.32. Распределение напряжений по радиусу диска Рис. 4.33. Распределение коэффициента запаса прочности по радиусу диска В выполненных конструкциях дисков компрессоров и турбин запас местной статической прочности k 1,3…1,5. 172 Запас прочности диска по разрушающей частоте вращения определяется формулой n kP P , n где nP – частота вращения ротора, приводящая к разрушению диска при заданных температуре и ресурсе; n – рабочая частота вращения ротора. Выражение для оценки запаса прочности по разрушающей частоте вращения можно получить из условия равновесия половины диска, если положить, что в момент разрушения на всех радиусах будет достигнуто условие дл . Если неравномерность нагрева диска невелика и можно считать, что предельные напряжения дл постоянны по радиусу диска, то kP дл F , r л rk bk 2 I где F – половина площади диаметрального сечения диска; b k – толщина обода диска на радиусе r k ; ρ – плотность материала диска; I – момент инерции половины диаметрального сечения диска относительно оси вращения. В выполненных конструкциях дисков компрессоров и турбин запас прочности по разрушающей частоте k P 1,5. 4.3.8. Анализ напряженного состояния дисков (на примере диска постоянной толщины) Для диска постоянной толщины основные уравнения напряженного состояния дисков могут быть решены точно при принятии допущения, что величины E , и постоянны по радиусу диска. В результате интегрирования основных уравнений напряженного состояния получаем зависимости для расчета r и в диске постоянной толщины: K 2 3 2 2 E r r K1 2 r 2 t r dr , 8 r r r0 K 2 1 3 2 2 E r K1 2 r 2 t r dr E t , 8 r r0 r (4.5) (4.6) C1 E C E , K 2 2 , С 1 и С 2 – постоянные интегрирования. 1 1 В этих формулах первые и вторые члены, содержащие постоянные К 1 и К 2 , характеризуют условия нагружения диска на наружном радиусе r k и на радиусе центрального отверстия r 0 , третьи члены – влияние цен- где K1 173 тробежных сил собственной массы диска, последние члены – влияние неравномерного нагрева диска в радиальном направлении. Последовательность анализа: 1. По условиям нагружения диска записывают граничные условия. 2. По граничным условиям определяют постоянные K 1 и K 2 . 3. Полученные значения K 1 и K 2 подставляют в зависимости для σ r и σ τ и полученные выражения упрощают. 4. Величины σ r и σ τ представляют графически и анализируют их изменение по радиусу диска. ПРИМЕРЫ 1. Сплошной вращающийся контурной нагрузки равномерно нагретый диск без Условия нагружения: r0 0; 0; gradT 0; r л 0 . σ r σ r л 0 ; при Граничные условия: при r rk r 0 σr σ τ σ0 . Подставляя граничные условия в уpавнение (4.5) вместо r (при r rk r r л 0 ) и учитывая, что gradT 0 и члены, содержащие t , обращаются в 0, получаем 3 2 2 rk . (4.7) 8 Подставляя граничные условия в уpавнение (4.6) вместо (при r 0 r 0 ) и учитывая, что gradT 0 и члены, содержащие t , обращаются в 0, получаем K 1 3 2 4 1 3 2 2 r . (4.8) 0 K1 22 r , или 0 r 2 K1r 2 K 2 8 8 r Поскольку r = 0, из (4.8) следует равенство 0 = 0 + K 2 – 0, откуда K 2 = 0. Подставляя K 2 в (4.7), получаем 3 2 2 3 2 2 0 K1 0 rk , откуда K1 rk . 8 8 Подставим полученные значения K 1 и K 2 в (4.5) и (4.6) и упростим выражения: 3 2 2 3 2 2 1 3 2 rk r rk r 2 , r . 8 8 3 При работе диска в области упругих деформаций коэффициент Пуассона 0,3. Тогда напряжения в центре диска (при r 0 ) r 0 0,412 rk2 . 0 K1 K2 rk2 На наружном радиусе ( r rk ) r r л 0 , 0 ,1752 rk2 . 174 Распределение напряжений в сплошном вращающемся равномерно нагретом диске без контурной нагрузки представлено на рис. 4.34. Рис. 4.34. Распределение напряжений в сплошном вращающемся диске Выводы: 1. Наибольшие напряжения возникают в центре диска, при этом радиальные и окружные напряжения одинаковы. 2. Напряжения от центробежных сил собственной массы диска пропорциональны плотности материала и квадрату угловой скорости , т. е. изменяются в соответствии с изменением центробежных сил. 3. При ω = const и b = const изменение радиуса r k в n раз приводит к 2 изменению напряжений в n раз. 4. Напряжения от центробежных сил собственной массы диска не зависят от его толщины b, так как при изменении толщины в n раз при прочих равных условиях и центробежные силы, и площади сечений изменяются пропорционально в n раз. 5. При работе диска в упругой области напряжения от центобежных сил собственной массы диска не зависят от величины модуля упругости E. Рассмотренные свойства справедливы и для диска произвольного профиля. 2. Вращающийся равномерно нагретый диск без контурной нагрузки с центральным отверстием Условия нагружения: r0 0; 0; gradT 0; r л 0 . Граничные условия: при r rk r r л 0 ; при r r0 r r 0 0 . Подставляя граничные условия в уpавнение (4.5) вместо σ r (при r rk σ r σ r л 0 ) и учитывая, что gradT 0 и члены, содержащие t , обращаются в 0, получаем 0 K1 K2 rk2 175 3 2 2 rk , 8 (4.9) откуда 3 2 2 rk . (4.10) 8 rk2 Подставляя второе граничное условие в уpавнение (4.5) вместо r (при r r0 r r 0 0 ) и учитывая, что gradT 0 и члены, содержащие t , обращаются в 0, получаем K 3 2 2 0 K1 22 r0 . 8 r0 Подставляя в полученную зависимость K1 из (4.10) и выражая K 2 , после преобразований имеем 3 2 2 2 K2 r0 rk . 8 Подставим полученное значение K 2 в (4.10) и выполним преобразования: 3 2 2 K1 r0 rk2 . 8 Подставим K1 и K 2 в уравнения (4.5) и (4.6): K1 K2 rk2 r02 3 2 2 2 2 r rk r0 r 2 , 8 r 3 2 2 2 2 1 3 rk2 r02 rk r0 r 2 . 8 3 r При работе диска в области упругих деформаций коэффициент Пуассона 0,3. Тогда напряжения на кромке малого отверстия ( r0 0) r 0 0 , 0 ,822 rk2 . На наружном радиусе ( r rk ) r r л 0 , 0,1752 rk2 . На рис. 4.35 показано распределение напряжений во вращающемся равномерно нагретом диске без контурной нагрузки с центральным отверстием. Рис. 4.35. Распределение напряжений во вращающемся диске с центральным отверстием 176 Выводы: 1. Малое отверстие в центре диска вызывает увеличение в районе отверстия в два раза по сравнению со сплошным диском, так как на внутренней грани элемента, выделенного у центра диска, r 0 и равновесие элемента обеспечивается увеличением . 2. При увеличении радиуса отверстия происходит уменьшение r и увеличение (в пределе при r0 rk , σ r 0 , 2 rk2 – случай тонкого кольца). 3. Сплошной невращающийся с контурной нагрузкой равномерно нагретый диск Условия нагружения: r0 0; 0; gradT 0; r л 0 . Граничные условия: при r rk r r л ; при r 0 r 0 . Подставляя граничные условия в уpавнение (4.5) вместо r (при r rk r r л ) и учитывая, что gradT 0 , ω 0 и члены, содержащие t и , обращаются в 0, получаем r л K1 K2 . rk2 При r 0 получим K 2 0 . Подставляя K 2 в предыдущее выражение и решая его относительно K1 , имеем K1 r л . Подставив значения K1 и K 2 в уравнения (4.5) и (4.6), после упрощения получаем r r л , r л , т. е. r r л на любом радиусе диска (рис. 4.36). Рис. 4.36. Распределение напряжений от контурной нагрузки в сплошном невращающемся диске 177 Выводы: 1. Напряжения r и одинаковы на любом радиусе диска и равны контурной распределенной нагрузке. 2. Увеличение контурной нагрузки в n раз вызывает увеличение окружных и радиальных напряжений в диске на всех радиусах диска тоже в n раз. 3. Величина окружных и радиальных напряжений не зависит от диаметра диска. 4. При постоянной центробежной силе PЦ лопаток увеличение толщины диска в n раз приводит к снижению величины r л , а значит, к уменьшению окружных и радиальных напряжений в диске тоже в n раз. 4. Невращающийся равномерно нагретый диск с центральным отверстием и контурной нагрузкой на наружном радиусе Условия нагружения: r0 0; ω 0; gradT 0; σ r л 0 . Граничные условия: при r rk σ r σ r л ; при r r0 σr σr 0 0 . Подставляя граничные условия в уpавнение (4.5) и учитывая, что gradT 0 , ω 0 и члены, содержащие t и , обращаются в 0, получаем: при r rk σ r л K1 при r r0 0 K1 Подставим K1 в K2 ; rk2 K K2 , или K1 22 . 2 r0 r0 предыдущее выражение и решим его относительно K 2 : rk2 r02 rk2 K 2 σ r л 2 2 , K1 σ r л 2 . rk r0 rk r02 Подставив K1 и K 2 в уравнения (4.5) и (4.6), после упрощения имеем rk2 r 2 r02 rk2 r 2 r02 r r л 2 2 2 , . r л 2 2 r rk r0 r rk r02 Графики распределения напряжений по радиусу диска изображены на рис. 4.37. 178 Рис. 4.37. Распределение напряжений в невращающемся диске с центральным отверстием от контурной нагрузки Выводы: 1. На наружном радиусе диска окружные и радиальные напряжения одинаковы и равны контурной распределенной нагрузке. 2. На радиусе отверстия (малое отверстие r0 0 ) σ τ 2σ r л . 3. При увеличении радиуса отверстия ( r0 rk ) окружные напряжения σ τ стремятся к бесконечности, т. е. чем меньше толщина кольца, тем больше должны быть напряжения σ τ для уравновешивания одной и той же контурной нагрузки, вызывающей напряжения σ r л . 5. Невращающийся равномерно нагретый диск с центральным отверстием и контурной нагрузкой на радиусе отверстия Условия нагружения: r0 0; ω 0; gradT 0; σ r л 0; σ r 0 0 . Такой вид нагружения возникает при посадке диска на вал с натягом или при действии избыточного давления внутри цилиндрической оболочки. Граничные условия: при r rk r r л 0 ; при r r0 σ r σ r 0 . Знак «–» означает, что волокна у отверстия в радиальном направлении сжаты, а в окружном – растянуты. Подставляя граничные условия в уравнение (4.5) и учитывая, что что gradT 0 , ω 0 и члены, содержащие t и , обращаются в 0, получаем: K K при r rk 0 K1 22 , или K1 22 ; rk rk 179 при r r0 K1 Подставим относительно K 2 : в r 0 K1 полученное K 2 r 0 Подставим K 2 . r02 выражение rk2 r02 rk2 r02 в выражение для K1 : K1 r 0 K2 и решим его . r02 . rk2 r02 в уравнения (4.5) и (4.6), после упрощения Подставив K1 и K 2 имеем r2 r2 r2 r2 r2 r2 r r 0 02 2 k2 , r 0 02 2 k2 . r rk r0 r rk r0 Графики распределения напряжений по радиусу диска представлены на рис. 4.38. Рис. 4.38. Распределение напряжений в невращающемся диске с центральным отверстием от распределенной нагрузки на радиусе отверстия Вывод: при одинаковых напряжениях σ r 0 с увеличением радиуса отверстия увеличиваются окружные напряжения σ τ , которые при r0 rk стремятся к бесконечности. 6. Сплошной невращающийся неравномерно нагретый контурной нагрузки Условия нагружения: r0 0; 0; gradT 0; r л 0 . 180 диск без σ r σ r л 0 ; при r 0 σ r σ τ σ 0 . Граничные условия: при r rk Подставим первое граничное условие в уpавнение (4.5): K E rk при r rk 0 K1 22 0 2 t r dr ; rk rk 0 при r r0 0 K1 K2 r02 E r0 0 2 t r dr , r0 0 E rk откуда K 2 0 ; K1 2 t r dr . rk 0 Подставим значения K1 и K 2 в уравнения (4.5) и (4.6): 1 rk E rk E r 1 r r 2 t r dr 0 0 2 t r dr E 2 t r dr 2 t r dr ; rk 0 r 0 r 0 rk 0 1 rk E rk 1 r E r . 0 0 t r dr t r dr Et E t r dr t r dr t 2 r2 rk2 0 r2 0 r 0 k 0 При t k Tk T0 и линейном законе изменения температуры t эти уравнения примут вид Etk r 3 tk r rk Etk 2r r 1 . 1 ; 3 rk rk Графики распределения напряжений по радиусу диска показаны на рис. 4.39. Рис. 4.39. Распределение напряжений в сплошном невращающемся неравномерно нагретом диске 181 Выводы: 1. При линейном законе изменения температуры по радиусу диска радиальные и окружные напряжения изменяются также линейно. 2. При увеличении температуры от центра диска к его периферии окружные напряжения в центре диска являются растягивающими, а на периферии – сжимающими, так как расширению более нагретых внешних слоев препятствуют менее нагретые внутренние слои. 3. Знак окружных напряжений изменяется в точке r rk . 2 4. Радиальные напряжения всюду будут растягивающими, а на периферии они равны нулю. 5. Характер изменения температурных напряжений по радиусу диска зависит от характера изменения функции t f r . 6. Температурные напряжения не зависят от частоты вращения диска. 7. В геометрически подобных дисках, выполненных из одного и того же материала, имеющих одинаковые перепады температур и отличающихся величинами радиусов, напряжения на сходственных радиусах одинаковы. 7. Невращающийся неравномерно нагретый и без контурной нагрузки диск с отверстием Условия нагружения: r0 0; 0; gradT 0; r л 0 . Граничные условия: при r rk r r л 0 ; при r r0 r 0 . Подставим первое граничное условие в уpавнение (4.5): r K2 E k 0 0 t r dr ; K при r rk 1 rk2 rk2 0 r K2 E 0 при r r0 0 K1 2 0 2 t r dr , r0 r0 0 откуда K 1 K2 r02 . Подставим значение K1 в предыдущее выражение для r rk : r K 2 K 2 E k 0 2 2 2 t r dr , r0 rk rk r0 следовательно, r r r02E k E K2 2 t r dr , K1 2 2 t r dr . rk r02 r0 rk r0 r k 0 182 Подставив K1 и K 2 в (4.5) и (4.6), получаем: E r 2 r02 rk E rk r 2 2 t r dr 2 t r dr ; 2 r r r r r0 k 0 r0 E r 2 r02 rk E rk 2 2 2 t r dr 2 t r dr E t . r r0 r rk r0 r0 При линейном законе изменения температуры t t k ния примут вид r эти уравнеrk E tk r 2 r02 rk3 r03 3 3 r r r 2 0 ; 3r rk rk2 r02 E tk r 2 r02 rk3 r03 3 3 3 2 r r 3 r . 0 3r rk rk2 r02 На рис. 4.40 изображены графики распределения напряжений по радиусу диска. Рис. 4.40. Распределение напряжений в невращающемся неравномерно нагретом диске с центральным отверстием Выводы: 1. Центральное малое отверстие ( при r0 0 ) увеличивает окружные температурные напряжения в 2 раза по сравнению с напряжениями в сплошном диске. 2. При увеличении радиуса отверстия уменьшаются и σ r , и σ τ . В пределе для тонкого кольца r 0 . Рассматривая неравномерный нагрев диска, уместно сделать замечание о возможных дефектах неравномерно нагретых фланцев: во время 183 работы двигателя внутренняя поверхность фланца омывается горячим газом и имеет высокую температуру, а внешняя поверхность охлаждается воздухом и имеет более низкую температуру. Таким образом, внешние части фланца растянуты, а внутренние – сжаты. Во внутренней части фланца температурные напряжения могут превысить предел пропорциональности, отчего возникнут остаточные деформации, материал потечет, фланец осядет, обомнется. После охлаждения диаметр фланца уменьшится, в нем останутся внутренние напряжения. Теперь будут сжаты внешние части фланца, а внутренние – растянуты. Сжимающие напряжения во внешней части фланца приводят к его короблению. Если не принять специальных мер (термоизоляция фланцев от горячих газов; ослабление охлаждения внешних слоев; применение материалов с малыми коэффициентами линейного расширения; придание фланцам специальной формы), то кроме коробления возможны усадка, «закусывание» по центрирующему бурту, трещины и порывы у отверстий под крепеж. Формулы, полученные для определения температурных напряжений в диске постоянной толщины с центральным отверстием позволяют проверить прочность неравномерно нагретых фланцев и отсутствие в них остаточных деформаций (усадки, коробления). 8. Диск с внецентренными отверстиями Условия нагружения: r0 0; ω 0; gradT 0; σ r л 0; rвнец 0 . На рис. 4.41 изображены графики распределения напряжений в диске с внецентренными отверстиями. На кромках отверстий напряжения r 0, а напряжения увеличиваются. Рис. 4.41. Распределение напряжений во вращающемся диске с внецентренными отверстиями 184 Величина концентрации окружных напряжений на краю внецентренного отверстия может быть определена по эмпирической формуле σ τ max d σ rвнец k 3 . σ τ внец a σ τ внец При малых диаметрах отверстий ( d 0 ,2 rk ) центральный угол на диске ( ), определяющий зону влияния отверстия, не превышает 40º. При действии на диск одновременно нескольких нагрузок их суммарный эффект оценивается алгебраическим суммированием напряжений от каждого вида нагружения в отдельности. 4.4. Расчет на прочность крепления рабочих лопаток 4.4.1. Допущения при расчетах замковых соединений Расчет на прочность замка крепления рабочей лопатки состоит из расчета замковой части лопатки (хвостовика) и замковой части обода диска (гребня). Трудности расчета лопаточных замков связаны со сложной их конфигурацией, вызывающей неравномерность распределения напряжений, и со сложным характером нагружения замка статическими и динамическими силами и моментами сил. Сложная форма хвостовиков лопаток и замковой части обода вызывает концентрацию напряжений в элементах замкового соединения. Фактические напряжения, как правило, в полтора-два раза превышают напряжения, полученные расчетами. Указанное обстоятельство учитывается соответствующим занижением величин предельно допустимых напряжений. При упрощенных расчетах замков обычно принимают во внимание лишь нагружение элементов центробежными силами масс пера и хвостовика лопатки. Действием на лопатку газового потока, инерционными силами и силами трения в замке пренебрегают. Таким образом, методика упрощенных расчетов замковых соединений предполагает следующие допущения: – на замок действует только центробежная сила лопатки; – центробежные силы пера и хвостовика лопатки направлены по одному радиусу, проходящему через центр массы хвостовика; – центробежная сила лопатки распределяется между опорными площадями замкового соединения равномерно и пропорционально величинам контактирующих поверхностей; – диск имеет достаточно большой диаметр, поэтому можно считать, что замки расположены не по окружности диска, а в одной плоскости. В качестве расчетного режима принимается режим максимальной частоты вращения ротора при максимальном расходе воздуха (полет с максимальной скоростью на минимальной высоте). 185 4.4.2. Трапециевидный замок «ласточкин хвост» Замковое соединение типа «ласточкин хвост» отличается высокой прочностью, конструктивной простотой и хорошей технологичностью. На замковое соединение действуют центробежная сила от массы лопатки, изгибающие моменты от газовых и центробежных сил, температурные и вибрационные нагрузки. Но основной нагрузкой, действующей на замок лопатки, является центробежная сила всей лопатки, включающая в себя центробежные силы от массы пера и от массы хвостовика: PЦ .Л РЦ .П РЦ . Х . При расчете трапециевидного замка определяются напряжения смятия по контактным поверхностям замка лопатки и выступа (перемычки) диска, напряжения изгиба угла перемычки и напряжения растяжения в выступе диска. Расчетная схема трапециевидного замка крепления лопаток представлена на рис. 4.42. Рис. 4.42. Расчетная схема трапециевидного замка крепления рабочей лопатки Центробежная сила от массы пера лопатки определяется формулой РЦ .П pk Fk , где pk – напряжения растяжения в корневом сечении пера лопатки от действия центробежных сил; Fk – площадь корневого сечения пера лопатки. Центробежную силу от массы хвостовика вычисляют по формуле РЦ . Х V X R X 2 , где V X – объем хвостовика; ρ – плотность материала лопатки; R X – расстояние от оси вращения до центра массы хвостовика; – угловая скорость вращения ротора. Центробежная сила PЦ.Л вызывает в контактных поверхностях нормальные силы давления N и касательные силы трения f N , где f – коэффициент трения материалов замка лопатки и диска. 186 Напряжения смятия контактной поверхности N , см Fсм где Fсм – площадь поверхности смятия. Силу N находят из условия равновесия замка крепления лопатки под действием приложенных к нему сил. Сумма проекций всех сил на направление действия центробежной силы (на ось 0r ) равна нулю: PЦ .Л PЦ .Л . 2 2 N cos 2 f N sin 0 , откуда N 2 2cos f sin Площадь поверхности смятия h h 1 Fсм 1 2 B, 2 cos где B – длина замковой части лопатки. Определим напряжения растяжения в выступе обода диска. Выступ обода нагружается суммарной центробежной силой от двух примыкающих лопаток (по PЦ .Л / 2 от каждой) и центробежной силой от массы выступа PЦ .B . Пренебрегая углом развала лопаток и считая, что центробежные силы от лопаток и выступа параллельны между собой, получаем уравнение PЦ .Л РЦ .В . p а2 В sin а а sin В 2 R , где – плотность материала диска, Здесь РЦ .В 1 2 д д B 2 RB – расстояние от оси вращения до центра массы выступа. Напряжения изгиба в клине ADC определяют по гипотезе ломаных сечений, разработанной профессором А. В. Верховским (рис. 4.43). Рис. 4.43. Геометрические построения для расчета клина на изгиб 187 Через точку А основания клина проводят нормаль АD к образующей паза. Точка D является пересечением нормали с биссектрисой угла СНА. Через точку D проводят нормаль к контуру СН. Проведя из точки D нормаль к линии нормальной силы N, приложенной в середине образующей паза НА, находят в месте пересечения точку Е и плечо DЕ. Предполагают, что по сечениям AD и DC напряжения распределены не по линейному, а по гиперболическому закону. Тогда изгибающий момент относительно точки D определяют из выражения M N DE , а максимальные напряжения изгиба в точках А и С находят по формуле 1,5M cos 2 90 u ak , Ly 2 где ak 1,8…2,8 – коэффициент концентрации. Допустимые напряжения для трапециевидного замка находятся в пределах, приведенных в табл. 4.1. Таблица 4.1 Допустимые напряжения для конструкционных материалов, используемых в конструкции замков крепления рабочих лопаток Материал Алюминиевые сплавы Стали Титановые сплавы p , МПа u , МПа см , МПа 40…80 120…160 80…160 60…100 200…480 150…330 60…160 200…400 120…280 4.4.3. Расчет замка елочного типа Елочный замок легок и прочен, материал в нем используется наиболее рационально. При необходимости несущая способность соединения может быть повышена путем увеличения числа пар зубьев, однако это может привести к уменьшению радиусов скруглений и увеличению концентрации напряжений в элементах замка. Угол клина хвостовика в выполненных конструкциях составляет около 30º. Как и в случае замкового соединения «ласточкин хвост», будем считать, что основной нагрузкой, действующей на замок лопатки, является центробежная сила всей лопатки, включающая в себя центробежные силы от массы пера и от массы хвостовика: PЦ .Л РЦ .П РЦ . Х . При расчете елочного замка определяются напряжения смятия по контактным поверхностям замка лопатки и гребня диска, напряжения изгиба и среза у основания зуба, напряжения растяжения в перемычках хво188 стовика лопатки и в перемычках гребня. Расчетная схема елочного замка крепления лопаток изображена на рис. 4.44. Рис. 4.44. Расчетная схема замка елочного типа Центробежные силы РЦ .П и РЦ . Х определяются аналогично предыдущему случаю. Если ширина c полос контакта (ширина зубьев замка) и угол наклона плоскости контакта зубьев одинаковы для всех зубьев, то на i -й зуб действует нормальная нагрузка PЦ .Л cbi , Ni 2 cos n c bi i 1 где bi – длина i -го зуба, n – число пар зубьев на замке. Напряжения смятия на контактных поверхностях зубьев N см i . bi c Напряжения изгиба у основания зуба в предположении, что нагрузка на зуб приложена приблизительно в середине ширины зуба, определяют по формуле c 6 N i cos 22 . u 2 bi h Максимальное напряжение среза находят так: N i cos 2. cp bi h1i Напряжения растяжения в i -й перемычке хвостовика РЦ . П p X i 2n РЦ . X i bi li 189 2 ni , где РЦ . X i – центробежная сила от части хвостовика, находящейся выше расчетного i -го сечения. Напряжения растяжения в сечениях гребня обода диска, определяемые аналогично, имеют иные значения, чем в перемычках хвостовика лопатки, так как они нагружаются дополнительно частями гребня, лежащими выше рассчитываемого сечения: РЦ .П РЦ . X i PЦ .Г i 2n 2 ni 2 ni pГi , bi li где PЦ .Г i – центробежная сила от части гребня, находящейся выше расчетного i -го сечения. Допустимые напряжения для елочного замка лопатки газовой турбины находятся в пределах: – растягивающие напряжения в хвостовике лопатки – не более 200 МПа; – растягивающие напряжения для обода диска – не более 230 МПа; – напряжения смятия в зубьях – до 230 МПа; – напряжения изгиба у основания зуба – до 200 МПа; – напряжения среза у основания зуба – не более 120 МПа. 4.4.4. Расчет замка шарнирного крепления лопатки Штифтовой замок может выполняться с двумя гребнями на диске и с одной проушиной на хвостовике лопатки (например, в компрессоре РД-20) или с тремя гребнями на диске и двумя проушинами на хвостовике лопатки (вентиляторы АИ-25, Д-30, Д-30Ф6, компрессор АЛ-21Ф). Рассмотрим расчет штифтового шарнирного крепления на примере замка с тремя гребнями на диске (рис. 4.45). Исходные данные для расчета – силы, которые определяются, как и в предыдущих расчетах, по формулам для центробежных сил с подстановкой в них соответствующих объемов, плотностей материалов и радиусов центров масс соответствующих участков: – центробежная сила от массы пера лопатки РЦ .П pk Fk (аналогично предыдущим расчетам); – центробежная сила 2 d b6 b7 лоп 2 Р1 Vполки Rполки Rпроушины lh 8 от части ножки (хвостовика) лопатки, расположенной выше сечения B B ; – центробежная сила Р1 Vполки Rполки Rпроушиныlhb6 b7 лоп 2 190 от той же части ножки, но с учетом массы части штифта, которая находится в отверстии ножки; Рис. 4.45. Расчетная схема шарнирного замка Ra 2 h d 2 b6 b7 2 от части ножки, 8 расположенной ниже сечения B B ; – центробежная сила R R1 P3 4 R22 R12 zd 2 2 д zd 2 R1штифта b3 b4 b5 2 4 2 от массы части диска, лежащей выше сечения B B (с учетом массы части штифта, находящейся в отверстии диска); d2 – центробежная сила от массы штифта P4 bштифта R12 . 4 Для более корректной оценки прочности замкового соединения необходимо выполнить расчет диска на статическую прочность и определить напряжения r и на внутреннем радиусе отверстия под штифт. При расчете шарнирного замка вычисляют: 1. Растягивающие напряжения в ножке (в сечении B B ) РЦ .П P1 p . b6 b7 h d Допустимые напряжения растяжения для стальных лопаток составляют 100…200 МПа, для лопаток из титановых сплавов – 80…150 МПа. – центробежная сила P2 2. Максимальные напряжения у края отверстия под штифт, которые рассчитывают по формуле для проушины (рис. 4.46): 191 k 2 1 , max q 2 k 1 РЦ .П P1 РЦ .П P1 R h где q , k . 2rH d b6 b7 r d Рис. 4.46. Расчетная схема проушины Максимально допустимые напряжения для лопаток из алюминиевых и титановых сплавов составляют 80…150 МПа, для стальных лопаток – 100…200 МПа. 3. Напряжения среза в штифте РЦ .П P1 , d2 n 4 где n – число плоскостей среза штифта. Напряжения среза в штифтах из стали – не более 100…150 МПа, в штифтах из титановых сплавов – до 80…120 МПа. 4. Напряжения смятия между штифтом и диском см РЦ .П P1 P2 P4 2d b3 b4 b5 . Допустимые напряжения смятия для стали – 200…450 МПа, для титановых сплавов – 180…400 МПа. 5. Напряжения в ободе диска определяют исходя из следующих соображений. Обод имеет несколько ребер, часть центробежной силы каждого ребра передается на диск по цилиндрической поверхности радиусом R1 , ослабленной отверстиями под штифты, остальная часть центробежной силы стремится разорвать ребро диска по диаметральному сечению. Можно принять, что на цилиндрическую поверхность радиусом R1 действует 2/3 центробежной силы ребра. Тогда растягивающие напряжения на этой поверхности для диска, имеющего ребра с суммарной шириной 192 b3 b4 b5 , в предположении, что каждая лопатка крепится одним штифтом, можно определить по формуле РЦ .П P1 z P2 23 P3 pд . 2R1 zd b3 b4 b5 6. Максимальные напряжения у края отверстия под штифт определяют с помощью коэффициента концентрации напряжений. Коэффициент концентрации напряжений – отношение максимальных напряжений r на контуре отверстия к окружным напряжениям в той же точке (эту величину берут из расчета диска на статическую прочность как сплошного, без отверстий): d r max kконц 3 2...3 . a На рис. 4.47 показан пример расчета диска первой ступени вентилятора ТРДДФ Adur. Рис. 4.47. Расчет прочности диска с внецентренными отверстиями d 0,25 a отверстия практически не влияют на концентрацию напряжений в диске. d При 1 окружные и радиальные напряжения возрастают на 10…15 % по a всей области диска, прилегающей к отверстиям со стороны центра диска. Расчет ведется для внутреннего края отверстия. При 4.4.5. Крепление рабочих лопаток в кольцевой паз Крепление лопаток в кольцевой паз достаточно технологично в сборке, позволяет устанавливать на каждой ступени заданное количество ло193 паток и в меньшей степени разупрочняет барабанный участок ротора, чем при использовании трапециевидного или елочного замка. Лопатки устанавливаются в кольцевой паз последовательно через специальное окно, затем весь набор проворачивается на половину шага, окно закрывается и набор фиксируется от проворота в окружном направлении резьбовыми штифтами (рис. 4.48). Рис. 4.48. Пример крепления рабочих лопаток компрессора в кольцевой паз: 1 – диск; 2 – перо лопатки; 3 – сухарик-фиксатор; 4 – кольцевой паз; 5 – окно; 6 – хвостовик с полкой Замок крепления лопатки в кольцевой паз рассчитывается на смятие по контактной поверхности замка и паза диска аналогично расчету трапециевидного замка, на изгиб и срез зуба замка и на растяжение в ножке между пером лопатки и замком. Расчеты на изгиб выступа диска и растяжение кольцевой части диска между лопаточными пазами не выполняются. Расчетная схема крепления лопаток в кольцевой паз показана на рис. 4.49. Рис. 4.49. Расчетная схема замка крепления лопатки в кольцевой паз Основной нагрузкой, действующей на замок лопатки, является центробежная сила всей лопатки, включающая в себя центробежные силы от массы пера, нижней бандажной полки и хвостовика: PЦ .Л РЦ .П PЦ .полки РЦ . Х . 194 Центробежные силы пера РЦ .П и хвостовика РЦ . Х рассчитываются аналогично трапециевидному замку. Центробежная сила полки PЦ .полки Vполки лоп Rполки 2 , где Vполки – объем бандажной полки; Rполки – радиус центра масс полки; лоп – плотность материала лопатки; – круговая скорость вращения ротора. Напряжения смятия контактной поверхности N , см Fсм PЦЛ где N ; Fсм cB – площадь поверхности смятия; В – дли2cos f sin на зуба замка. Напряжения изгиба у основания зуба в предположении, что нагрузка на зуб приложена приблизительно в середине ширины зуба, определяются формулой c 6 N cos 2 u . Bh 2 Максимальные напряжения среза N cos cp . Bh Напряжения растяжения хвостовика РЦ .П PЦ .полки . p X aB 4.5. Особенности расчета на прочность роторов барабанного типа Барабан рассчитывается на разрыв по образующей как свободно вращающееся кольцо, нагруженное центробежными силами от собственной массы и от массы закрепленных на нем рабочих лопаток. При расчете на прочность барабанного ротора принимаются следующие допущения: – расчет производится в сечении, удаленном от фланца крепления диска (цапфы) на расстояние L 2 r (где r – радиус барабана, – толщина стенки), что позволяет не учитывать увеличения прочности и жесткости барабана на его торцовых участках (идет в запас прочности); – центробежные силы от масс рабочих лопаток и элементов их крепления равномерно распределены по окружности барабана в виде контурной распределенной нагрузки r л ; – напряжения в толщине барабана распределены равномерно, так как толщина стенки невелика; 195 – напряжения кр , возникающие в барабане от передачи крутящего момента, пренебрежимо малы; – перепад температур по толщине стенки барабана отсутствует. Расчетный режим: расчет ведется для максимального стендового (взлетного) режима, соответствующего максимальной частоте вращения ротора. Расчетная схема: для определения напряжений в барабане рассмотрим равновесие элемента кольца барабана толщиной с центральным углом d , нагруженного центробежной силой dPЦ .б от собственной массы и центробежной силой от лопаточного венца dPЦ .Л (рис. 4.50). Рис. 4.50. Расчетная схема ротора барабанного типа Центробежная сила, развиваемая массой dm l d r выделенного элемента барабана, dPЦ .б dm r 2 l d r 22 l d u 2 . Центробежная сила от масс рабочих лопаток и элементов их крепления dPЦ .Л r лl r d . Эти силы вызывают напряжения растяжения на боковых гранях элемента. Силы T , приложенные к боковым граням, T l . Величину напряжений определяют из условия равновесия элемента. Для получения условия равновесия спроектируем все силы, действующие на выделенный элемент, на направление оси 0r : d d dPЦ .б dPЦ .Л 2T sin 0 , или dPЦ .б dPЦ .Л 2T 0, 2 2 2 откуда l d u r лl r d 2l d 0. 2 После сокращения получаем формулу r u 2 r л . 196 Обозначив u 2 б где б r лоп , имеем б лоп , и r л – составляющая напряжений от центробежных сил собственной массы барабана; лоп – составляющая напряжений от центробежных сил масс лопаток и элементов их крепления. Напряжения б зависят от плотности материала барабана и окружной скорости вращения ротора и не зависят от толщины стенки барабана. Предельная окружная скорость роторов, выполненных из разных материалов, находится в пределах 180…240 м/с. Напряжения лоп зависят от радиуса барабана, толщины его стенки и величины контурной распределенной нагрузки r л . Рассмотрим, как определяется значение r л в зависимости от способа крепления рабочих лопаток на барабане. Лопатки на барабане можно крепить в продольных пазах или кольцевых проточках (рис. 4.51). При креплении лопаток в продольных пазах РЦ .Л РЦ .пр РЦ .пер z r л , 2rl где PЦ .Л – центробежная сила от массы одной лопатки; РЦ .пр – центро- бежная сила от массы одной проставки; РЦ .пер – центробежная сила от массы одной перемычки; z – число лопаток. За расчетную толщину барабана принимают p h, где h – глубина паза. а б Рис. 4.51. Варианты крепления рабочих лопаток на барабане: а – в продольных пазах; б – в кольцевых проточках 197 Пазы под лопаточные замки при таком креплении ослабляют барабан, поэтому стараются не применять крепление лопаток в продольные пазы на роторах барабанного типа. При креплении лопаток в кольцевых пазах РЦ .Л РЦ .пeр z r л . 2rl В такой конструкции перемычки между лопатками повышают прочность барабана, что учитывается в расчете увеличением расчетной толщины стенки барабана, которая определяется формулой bh δp δ , l где b – средняя ширина паза. Сравнивая барабаны с кольцевым креплением лопаток и с продольными пазами при одинаковых размерах лопаток и барабана, можно сделать вывод, что при креплении лопаток в кольцевые пазы напряжения в барабане лоп будут меньше, чем при креплении в продольные пазы, вследствие большей расчетной толщины и включения в работу перемычек между кольцевыми пазами. В выполненных конструкциях роторов барабанного типа из алюминиевых сплавов 80…100 МПа, стальных барабанов – 200…250 МПа. Запас прочности барабанных роторов k дл / 1,35…1,50. 4.6. Особенности расчета на прочность барабанно-дисковых роторов В барабанно-дисковых конструкциях роторов (рис. 4.52) помимо дисков рассчитываются также барабанные участки между дисками. Наиболее нагруженная схема барабанно-дискового ротора – с расположением барабанных участков на периферии дисков, где окружная скорость максимальна. Рис. 4.52. Расчетная схема ротора барабанно-дисковой конструкции 198 Барабанные участки условно считают цилиндрическими, конструкцию расчленяют на барабанные участки и диски. Взаимодействие разделенных частей представляют в виде перерезывающих сил Q и изгибающих моментов M . В конструкции барабанно-дисковых роторов возможны два случая: 1. Радиальные деформации в месте сопряжения барабана и диска равны ( rб rд ). В этом случае диски и барабаны воспринимают нагрузки полностью самостоятельно и не нагружают друг друга, величины напряжений в барабане такие же, как были бы в свободном барабане без дисков ( б б св ). Конструкция получается перетяжеленной. 2. Радиальные деформации барабана больше, чем деформации диска ( rб rд ). В этом случае барабанные участки не могут воспринять всю нагрузку от центробежных сил и догружают диск, перераспределяя часть нагрузки на него. Тогда несущая способность барабана возрастает, а конструкция получается значительно легче, чем конструкция барабанного ротора. 4.7. Расчет на прочность центрального стяжного болта ротора компрессора Разборные роторы компрессоров барабанно-дискового типа могут иметь фланцево-болтовое соединение (например, ТВД НК-12, ТРДД НК-8, КНД ТРДД АИ-25), а также могут соединяться периферийными стяжными болтами (КВД ТРДД АИ-25, РД-33, АЛ-31Ф, АИ-222) или центральным стяжным болтом (ТВаД ГТД-3Ф, ТРДДФ АЛ-7Ф, АЛ-21Ф, КНД ТРДД Д20П, Д30, ротор барабанного типа ТРД ТР-1) (рис. 4.53). Рис. 4.53. Вентилятор и компрессор ТРДД НК-8 с фланцево-болтовым соединением дисков Соединение элементов ротора компрессора центральным стяжным болтом является более предпочтительным, так как на периферийные 199 стяжные болты, установленные на некотором расстоянии от оси вращения ротора, действует центробежная сила, дополнительно нагружающая их изгибающим моментом. Крутящий момент в конструкциях с центральным стяжным болтом передается при небольших крутящих моментах за счет сил трения в стыках барабанных участков (ТВаД ГТД-3Ф), а при значительных моментах – торцевыми шлицами (шлицами Хирта), например, в компрессорах АЛ-7Ф, АЛ-21Ф, КВД Д20П и Д30 (рис. 4.54). Рис. 4.54. Соединение ротора компрессора центральным стяжным болтом с передачей крутящего момента торцевыми шлицами Рассмотрим наиболее общий случай нагружения для расчета центрального стяжного болта. Несколько модифицировав дальнейшие рассуждения, можно рассчитать болты фланцево-болтового соединения или периферийные стяжные болты. Расчетное усилие затяжки центрального стяжного болта Pз0 выбирается из условия нераскрытия стыка между дисками при нагрузках на ротор: - изгибающих моментов от действия инерционных сил и гироскопических моментов, возникающих при эволюциях летательного аппарата; - осевых газовых сил, действующих на ротор компрессора; - сил, возникающих при температурных деформациях из-за разности температур в материалах диска и стяжного болта; - центробежных сил массы барабанных участков ротора, вызывающих растяжение барабана по радиусу и, как следствие, сжатие его по оси (уменьшение длины барабанных участков ротора); - крутящего момента (при передаче крутящего момента торцевыми шлицами возникает осевая «распорная» сила). Рассмотрим последовательно расчет ротора по каждому виду нагружения, считая их независимыми. Расчетная схема ротора представлена на рис. 4.55. 1. Расчет усилия затяжки Pз1 болта, обеспечивающего нераскрытие стыков между дисками при действии на ротор изгибающих моментов (без 200 учета действия остальных нагрузок). При эволюциях летательного аппарата ротор подвергается изгибу от действия инерционных сил: э Pj nmax mд g , э где nmax – максимальная эксплуатационная перегрузка (для самолетовэ истребителей при выходе из пикирования nmax составляет 8…9 ед. пер., для пассажирских самолетов – 4…5 ед. пер.); g = 9, 81 м/с2 – ускорение свободного падения. mд – масса диска; Рис. 4.55. Расчетная схема ротора с центральным стяжным болтом Сила Pj приложена в центре массы диска и вызывает момент M Иj , изгибающий барабан ротора. При эволюциях летательного аппарата на ротор действует гироскопический момент M ИГ I P д sin (при = 90º sin = 1), где I P д – массовый полярный момент инерции диска; – угловая ско- рость вращения ротора, рад/с; – угловая скорость эволюции летательного аппарата, рад/с (при выходе из пикирования 0,5…0,8 рад/с, при плоском штопоре – 2…3 рад/с). Эпюры изгибающих моментов от инерционных сил и гироскопического момента лежат в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. 201 Суммарный изгибающий момент 2 2 M M Иj M ИГ . Расчетное сечение выбирается на контактной поверхности барабанного участка в месте действия максимального изгибающего момента. Контактная поверхность представляет собой кольцо радиусом R и толщиной . Тогда напряжения изгиба М И расч и R, Wдиам где М И расч – суммарный изгибающий момент в расчетном сечении; Wдиам R 3 – момент сопротивления барабана ротора на изгиб (геометрический диаметральный момент барабана в месте стыка – в расчетном сечении, рис. 4.56). Рис. 4.56. Силы и моменты, действующие на ротор На контактной поверхности от затяжки стяжного болта возникают напряжения сжатия сж Рз1 . 2R Сила затяжки должна обеспечить получение расчетного запаса по плотности стыка K сж . и В выполненных конструкциях K 5…7. 202 Тогда сж Рз1 R 3 2 KM И расч K , откуда Рз1 . 2R M И расч R и R 2. Расчет осевых газовых сил. Осевая газовая сила, действующая на ротор компрессора, определяется статической и динамической составляющими, действующими на рабочие лопатки проточной части, и давлениями, действующими на диски ротора в передней и задней разгрузочных полостях. Осевая сила вызывает растяжение стяжного болта P P OC , Fбол 2 где Fбол rбол – минимальная площадь поперечного сечения болта. На ротор действуют также перегрузки в осевом направлении, например, при разгоне и торможении летательного аппарата. При грубой посадке nэкспл составляет до 3 ед. пер. Тогда POC gnэксплm рот POC gnэкспл mд P . Fбол Fбол Как и в предыдущем случае, на контактной поверхности от затяжки стяжного болта возникают напряжения сжатия Рз2 сж , 2R создающие запас по плотности стыка K сж / P . В выполненных конструкциях K 5…7. Тогда 2RPOC gnэкспл mд K 2 RPOC gnэкспл mд Рз2 K. 2 2 rбол rбол 3. Расчет термических сил. Термические силы, возникающие вследствие различных температурных деформаций ротора и стяжного болта, могут привести к уменьшению или увеличению запаса по плотности стыка. Обозначим начальную длину ротора и стяжного болта в сборе через l0 , начальную температуру через t0 . При работе двигателя вследствие нагрева температура ротора становится t P , а стяжного болта – tбол . Тогда возможные абсолютные удлинения ротора и болта определяются формулами lt P l0 P (t0 t P ) l0 P t P , 203 lt бол l0 бол t0 tбол l0 бол tбол , а разность удлинений ротора и болта – формулой lt l0 P t P бол t бол , где P и бол – коэффициенты линейного температурного расширения материалов ротора и болта. Если lt 0 , то затяжка болта увеличивается; если lt 0 , – уменьшается. При запуске двигателя ротор нагревается быстрее стяжного болта, следовательно, имеет место увеличение затяжки. При выключении двигателя, особенно при внезапной остановке двигателя в полете, ротор охлаждается быстрее стяжного болта, следовательно, затяжка уменьшается. В среднем в выполненных конструкциях это снижение затяжки достигает величины до 1,3 раза. Таким образом, расчетным режимом является выключение двигателя в воздухе. Например, в ТРДФ АЛ-7Ф монтажное усилие затяжки болта составляет 16…17 т, при выключении двигателя в воздухе оно уменьшается на 5…6 т. 4. Расчет центробежных сил собственной массы барабанных участков ротора. Эти силы вызывают в барабанных участках окружные напряжения (вывод сделан в разделе «Расчет на прочность ротора барабанного типа»): uб2 , где – плотность материала барабана; u б R – окружная скорость на среднем радиусе барабанного участка. Окружная сила вытягивает барабанный участок ротора в радиальном направлении, увеличивая диаметр барабанных участков. При этом происходит уменьшение осевого размера барабанного участка (рис. 4.57). Рис. 4.57. Деформация участка ротора под действием центробежных сил Уменьшение длины ротора под действием центробежных сил в области упругих деформаций можно определить по зависимости l l0 , EP 204 где 0,3 – коэффициент Пуассона; Е Р – модуль упругости материала барабана. Для удобства расчета можно представить, что уменьшение длины ротора от осевого сжатия из-за центробежных сил эквивалентно уменьшению длины ротора при его охлаждении на величину t экв . Эту величину можно получить из условия P t эквl0 l : . t экв EP P Как показывают расчеты, при окружной скорости на среднем радиусе барабанного участка порядка 150 м/с уменьшение длины ротора от центробежных сил такое же, как при снижении температуры на 10…15 ºС для алюминиевого ротора и на 20…25 ºС для стального ротора. Тогда, объединяя температурное и центробежное сжатие, получаем lt , l0 P t P бол t бол , где t P t P t экв . Совместная деформация пакета ротор – болт (рис. 4.58) складывается из деформации x растяжения болта и деформации y сжатия ротора: lt , x y . Рис. 4.58. График совместных деформаций ротора и стяжного болта В свою очередь, удлинение болта определяется формулой P 1 x t , lбол 0 бол lбол 0 , Fбол Ебол Ебол а сжатие ротора – как y Pt , 1 lP 0 P lP 0 , FP ЕP ЕP где Pt , – сила, возникающая при совместном действии на конструкцию центробежных и тепловых нагрузок. Тогда 205 l l lt , Pt , бол 0 P 0 , Fбол Eбол FP EP где lбол 0 Fбол Eбол бол – удлинение болта от действия единичной силы (подат- lP 0 P – удлинение ротора от действия единичной FP EP силы (податливость ротора). ливость болта); Тогда lt , Pt , бол P , откуда Pt , lt , . бол Р Величина Pt , прибавляется к общему усилию затяжки РЗ . Для уменьшения Pt , в систему ротор – болт необходимо вставить упругий элемент с податливостью упр , чтобы увеличить податливость системы. В этом случае Pt , lt , бол Р упр . В качестве упругих элементов могут использоваться упругие цапфы или трактовые кольца (рис. 4.59). Рис. 4.59. Упругие цапфы (1) и трактовое кольцо (2) 5. Расчет нагрузки от передачи крутящего момента. Стяжной болт не передает крутящего момента. Крутящий момент может передаваться по барабанному участку ротора за счет трения в стыке (например, компрессор ТВаД ГТД-3Ф) или торцевыми шлицами (компрессоы ТРДФ АЛ-7Ф, АЛ-21Ф, вентиляторы ТРДД Д20П, Д30 и др.). При передаче момента торцевыми шлицами возникает не только окружная сила POKP , определяющая крутящий момент, но и продольная (распорная) сила POC , стремящаяся раскрыть стык (рис. 4.60). 206 Рис. 4.60. Возникновение осевой силы при передаче крутящего момента торцевыми шлицами Крутящий момент M KP POKP R , откуда POKP M KP . R M KP tg . R Тогда напряжения растяжения от действия осевой силы Осевая сила POC POKP tg POC . Fбол min Таким образом, Pз0 Рз1 Рз2 Рt , POC , а напряжения растяжения Pз0 болта P Fбол min . P OC В выполненных конструкциях напряжения растяжения P 200…300 МПа, а коэффициент запаса по затяжке К = 4…7. болта Контрольные вопросы 1. Нагрузки, действующие на рабочие лопатки компрессоров и турбин ГТД. 2. Цели расчета лопаток на статическую прочность, основные допущения. 3. Расчетные режимы для оценки статической прочности рабочих лопаток компрессоров и турбин. Система координат и правило знаков. 4. Определение напряжений растяжения пера рабочей лопатки от действия центробежных сил. 5. Кручение пера рабочей лопатки центробежными силами. 6. Изгиб пера рабочей лопатки газовыми силами. 7. Изгиб пера рабочей лопатки центробежными силами. 8. Компенсация изгиба пера рабочей лопатки от действия газовых сил моментом от действия центробежных сил. Коэффициент компенсации. 9. Расчет выносов центров масс сечений лопаток для компенсации моментов от газовых сил моментами от центробежных сил. 207 10. Суммарные напряжения в сечениях пера рабочей лопатки компрессора или турбины. Оценка прочности пера рабочей лопатки. 11. Особенности расчета на прочность естественно закрученных лопаток и лопаток с бандажной полкой. 12. Нагрузки, действующие на диск компрессора или турбины ГТД. Основные допущения при оценке статической прочности диска. 13. Определение контурной распределенной нагрузки на ободе диска. 14. Порядок вывода первого уравнения напряженного состояния диска из условия равновесия элемента. 15. Порядок вывода второго уравнения напряженного состояния диска из условия совместности деформаций элемента. 16. Методика расчета напряжений в неравномерно нагретом диске произвольного профиля методом конечных разностей. 17. Методика анализа напряженного состояния диска (на примере диска постоянной толщины). 18. Особенности расчета диска со скачкообразным изменением толщины и диска с лопатками на боковой поверхности. 19. Эквивалентные напряжения в диске. Оценка прочности диска по запасу статической прочности и по разрушающим оборотам. 20. Причины возникновения температурных напряжений в лопатках. Особенности расчета на статическую прочность неравномерно нагретой рабочей лопатки. 21. Особенности расчета на статическую прочность неравномерно нагретого диска. 22. Расчет на прочность трапециевидного замка крепления рабочей лопатки. 23. Расчет на прочность елочного замка крепления рабочей лопатки. 24. Расчет на прочность шарнирного крепления рабочей лопатки компрессора. 25. Расчет на прочность ротора барабанного типа. 26. Конструкция и особенности расчета на прочность барабаннодискового ротора. 27. Принципы расчета на прочность стяжного болта ротора осевого компрессора. Тема 5. КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ КАМЕР СГОРАНИЯ ГТД 5.1. Назначение камер сгорания ГТД. Условия работы и требования, предъявляемые к камерам сгорания Камера сгорания ГТД предназначена для подвода тепла к рабочему телу путем преобразования химической энергии топлива в тепловую. Па208 раметры камеры сгорания в значительной степени влияют на экономичность, надежность и экологические характеристики двигателя. Камера сгорания работает в весьма сложных условиях: – высокие температуры газов (в ядре горения температура газа достигает 2 300 К); – высокие температуры элементов камеры (корпусов – 600…700 ºС, жаровых труб – до 1 000…1 200 ºС) при значительной неравномерности температурного поля (неравномерность температурного поля газового потока достигает 75…100 ºС по окружности и 40…70 ºС по радиусу); – элементы конструкции камеры сгорания, в особенности жаровые трубы, смесители, омываются химически активными газами при повышенном давлении (2,5…4,0 МПа) и значительных скоростях движения газа. Неравномерный нагрев элементов конструкции камер сгорания и разделение потока на отдельные струи завихрителями, форсунками и смесителями вызывают их коробление и даже прогары, что еще больше искажает газовый поток, приводя к местным перегревам, вибрации и разрушению конструкции. В камерах сгорания возможно возникновение вибрационного горения, сопровождающегося периодическим изменением давления в камере с амплитудой 0,05…0,10 МПа и частотой до 1 000…5 000 Гц, что может привести к разрушению не только элементов камеры, но и некоторых других элементов конструкции двигателя и самолета, а также к нарушению нормального функционирования систем двигателя и самолета. Процессы, происходящие в камере сгорания, трудно поддаются теоретическим расчетам, поэтому при создании камер основополагающими являются данные экспериментов с последующей длительной и трудоемкой доводкой изготовленных образцов на специальных стендах. Конструкция камер сгорания помимо общих требований возможно меньших массы и габаритов, максимальной простоты и надежности должна удовлетворять целому ряду специфических требований, основными из которых являются: – устойчивое горение топлива на всех режимах работы двигателя и полета летательного аппарата; – высокая полнота сгорания топлива (коэффициент выделения тепла в современных камерах KC 0,95…0,99) при минимальном нагреве элементов конструкции двигателя и летательного аппарата и минимальных потерях тепла в окружающую среду; – экологическая чистота; – малые гидравлические потери (коэффициент сохранения полного давления в современных камерах сгорания KC = 0,95…0,97); – короткий факел пламени, что уменьшает осевой размер камеры сгорания и исключает попадание пламени на сопловые и рабочие лопатки турбины; 209 – равномерное поле скоростей, температур и давлений газа на выходе из камеры, так как неравномерное поле температур и длинный факел пламени могут привести к местному перегреву и прогару лопаток соплового аппарата и рабочего колеса, а неравномерность полей скорости и давления – к вибрациям рабочих лопаток и их усталостным разрушениям; – надежность запуска (розжига) камеры сгорания в любых условиях эксплуатации; – простота в производстве, при эксплуатации и ремонте. Совершенство камеры по габаритным размерам оценивается ее теплонапряженностью, т. е. отношением количества тепла, которое выделяется при сгорании топлива в 1 м3 объема камеры за один час, к единице давления воздуха в камере: G H Qкс T U кс , Vкс Ркс где GT – часовой расход топлива; HU – теплотворная способность топлива; Vкс – объем камеры сгорания; Ркс – давление в камере сгорания. Теплонапряженность современных камер сгорания Qкс 1,2...6,5106 Дж/(м3·ч·Па). Во всех камерах сгорания устойчивое горение обеспечивается по существу одним и тем же способом (рис. 5.1) – созданием в камере потока горячих газов, движущихся навстречу основному потоку воздуха и распыленного топлива (зоны обратных токов). При этом происходит перемешивание топлива и воздуха, испарение топлива и воспламенение топливовоздушной смеси. Встречные токи воздуха и горячих газов организуются стабилизаторами горения (завихрителями), с помощью которых в начале камеры создается зона с пониженным давлением и возникает обратный ток воздуха и горячих газов. Рис. 5.1. Схема организации рабочего процесса в камере сгорания: 1 – топливный коллектор с форсунками; 2 – наружный корпус; 3 – газосборник; 4 – внутренний корпус; 5 – завихритель; 6 – диффузор 210 Изменение параметров газа по длине камеры сгорания представлено в виде графиков на рис. 5.2. Рис. 5.2. Характер изменения параметров газа по длине камеры сгорания Высокая полнота сгорания топлива обеспечивается подводом к зоне горения такого количества воздуха, чтобы коэффициент избытка воздуха был близок к единице (для сжигания 1 кг керосина необходимо подвести 14,8 кг воздуха; такая смесь называется стехиометрической). Повышение температуры в этой зоне до 1 800…2 300 К способствует лучшему испарению топлива, обеспечивает увеличение скорости химических реакций окисления и делает процесс горения интенсивным, устойчивым и полным. Обеспечение малых гидравлических потерь достигается соответствующим профилированием проточной части камеры сгорания, отсутствием резких поворотов потока и выступов, могущих спровоцировать незапланированное турбулентное течение. Уменьшение осевого размера камеры достигается организацией процесса сгорания топлива в первичной зоне, способствующей уменьшению длины факела пламени, и подводом вторичного воздуха, а также разработкой специальных конструкций камер (например, двухъярусных). Этими же факторами определяется и равномерность температурного по211 ля на выходе из камеры. Наилучшим изменением температуры по длине лопаток турбины следует признать такое, при котором температура газа к корню лопатки уменьшается. 5.2. Конструктивные схемы основных камер сгорания ГТД Основные камеры сгорания ГТД классифицируются по нескольким признакам: – по направлению потока воздуха и продуктов сгорания – прямоточные (Д-36, АМ-3, Р11Ф-300 и др.), противоточные (ГТД-350) и смешанные (петлевые АИ-9, АИ-450 и полупетлевые ГТД-3Ф, Walter M-601); – по способу подачи топлива в зону горения – испарительные (топливо подается в паровой фазе – ВСУ ТА-6, ТВаД ГТД T-700-GE-700 фирмы «Дженерал Электрик», США) и распыливающие (топливо подается в жидкой фазе в виде капель – АЛ-7Ф, АИ-25 и др.); – по конструкции и компоновке на двигателе – трубчатые, или индивидуальные (ВК-1, РД-45, РД-500, Walter M-701), трубчато-кольцевые (Р11Ф-300, АМ-3, Д25В, АЛ-21Ф) и кольцевые (АЛ-7Ф, АИ-25, Д-36, РД-33, АЛ-31Ф). Прямоточные осевые камеры сгорания (рис. 5.3) получили наибольшее распространение на современных ГТД как имеющие минимальные гидравлические потери. Их диаметральные габариты обычно не превышают диаметров компрессоров и турбин. Рис. 5.3. Схема прямоточной камеры сгорания Недостатком таких камер сгорания является увеличенный осевой размер, что приводит к увеличению общей длины двигателя, расстояния между опорами ротора и, следовательно, к усложнению и утяжелению конструкции двигателя. Осевые размеры можно уменьшить при применении петлевых (рис. 5.4) или полупетлевых (рис. 5.5) камер, однако гидравлические потери в них выше, чем в осевых камерах. 212 Рис. 5.4. Петлевая камера сгорания Рис. 5.5. Полупетлевая камера сгорания Противоточные камеры значительно уменьшают расстояния между опорами ротора. Они находят применение в малоразмерных ГТД или вспомогательных силовых установках, т. е. они целесообразны тогда, когда решающим является требование уменьшения массы и габаритов двигателя, даже если это приводит к повышенным гидравлическим потерям в камере. Испарительные камеры (подача топлива осуществляется в паровой фазе) обеспечивают высокую полноту сгорания топлива и экологическую чистоту двигателя (рис. 5.6). Однако они применяются сравнительно редко из-за сложности испарительной системы, представляющей собой набор трубок, расположенных в зоне горения. В трубках происходит испарение топлива и его частичный термический крекинг, что может привести к коксованию тяжелых фракций топлива в трубках, перегреву и прогару трубок. При прогаре трубки в ней может образоваться обогащенная топливовоздушная смесь с коэффициентом избытка воздуха 0,25…0,30, что может привести к взрыву двигателя. 213 Рис. 5.6. Схема камеры сгорания с подачей топлива в паровой фазе: 1 – трубка-испаритель; 2 – патрубок подвода воздуха; 3 – жаровая труба; 4 – форсунка; 5 – наружный корпус Распыливающие камеры (подача топлива осуществляется в жидкой фазе) получили преимущественное распространение в современных ГТД (рис. 5.7). Топливо в зону горения подается через форсунки по потоку в распыленном состоянии с диаметром капель 40…100 мкм. В ранних конструкциях ГТД, когда процесс смесеобразования был изучен недостаточно, для улучшения качества распыла топлива и его лучшего смешения с воздухом оно подавалось против потока воздуха, отчего форсунки интенсивно нагревались и топливо на выходе из них коксовалось. Рис. 5.7. Камера сгорания с распыливающей подачей топлива В современных ГТД (например, в Д-36, Д-136, НК-8, НК-22, НК-144 и др.) топливо из центробежной форсунки распыливается не сразу в зону горения, а под колпачок, в котором организовано интенсивное смешение топлива с горячим воздухом, поступающим из-за компрессора. Под колпачком происходит испарение до 75 % топлива, и из него в зону горения выходит не только топливовоздушная, но и паровоздушная смесь (рис. 5.8). Применение такого способа подачи топлива повышает полноту сгорания и обеспечивает экологическую чистоту камеры. 214 Рис. 5.8. Камера сгорания с подачей топлива под колпачок форсунки Трубчатая (индивидуальная) камера (рис. 5.9) представляет собой жаровую трубу, расположенную внутри кожуха. Число таких камер на двигателе – от 6 до 22. Камеры равномерно расположены на окружности двигателя по его оси или под небольшим углом к оси. Отдельные камеры соединены между собой пламяперебрасывающими патрубками для передачи пламени в камеры от пусковых воспламенителей или из соседних работающих камер. Рис. 5.9. Схема трубчатой (индивидуальной) камеры сгорания Такие камеры сгорания хорошо компонуются с центробежным компрессором. Поскольку объем одной камеры небольшой, это облегчает доводку камеры при создании двигателя. Индивидуальные камеры обеспечивают высокую живучесть двигателя и удобны в эксплуатации и ремонте. К недостаткам трубчатых камер относятся большая масса комплекта (до 12…15 % от массы двигателя), необходимость в газосборнике, большое число соединений, требующих герметичности, повышенное гидравлическое сопротивление. Кроме того, трубчатые камеры не включаются в силовую схему статора двигателя, что требует применения в конструкции статора дополнительных силовых элементов. 215 Кольцевые камеры сгорания (рис. 5.10) конструктивно состоят из одной жаровой трубы, имеющей кольцевое сечение, и внешнего и внутреннего кожухов, обычно являющихся силовыми элементами статора двигателя. Эти камеры компактны, хорошо вписываются в габариты двигателя. В них наиболее рационально используется объем камеры. По массе они составляют всего 6…8 % от массы двигателя. Рис. 5.10. Схема камеры сгорания кольцевого типа Поле температур, скоростей и давлений газов на выходе из кольцевой камеры имеет наибольшую равномерность. Кольцевая камера обладает малыми гидравлическими потерями, проще, чем в индивидуальной камере, решается задача герметичных соединений. Недостатки кольцевых камер: – трудность доводки по обеспечению устойчивого горения, жесткости и прочности, особенно при больших размерах жаровых труб и большом расходе воздуха высокого давления; – сложность осмотра и ремонта жаровой трубы в эксплуатации. Трубчато-кольцевые камеры сгорания (рис. 5.11) сочетают в себе некоторые преимущества кольцевых и трубчатых камер. Конструктивно они состоят из отдельных жаровых труб (от 9 до 14 штук), расположенных в кольцевой полости, образованной внешним и внутренним корпусами камеры. Корпусы обычно входят в силовую схему статора двигателя. Диаметральные размеры внешнего корпуса обычно не превышают диаметров компрессора и турбины. Рис. 5.11. Схема трубчато-кольцевой камеры сгорания Зазоры между жаровыми трубами, выбираемые обычно из условия обеспечения простоты сборки, в выполненных конструкциях находятся в пределах 216 0 ,15...0 ,21D Ж , где D Ж – диаметр жаровой трубы. При расположении жаровых труб стремятся обеспечить равномерный расход воздуха по сечению камеры, для чего площади F1 и F2 делают примерно одинаковыми. По своим массовым характеристикам, удобству в эксплуатации и ремонте, сложности доводки эти камеры занимают промежуточное положение между кольцевыми и трубчатыми камерами сгорания. 5.3. Элементы конструкции основных камер сгорания Независимо от конструктивных схем основных камер сгорания, для всех их общими являются следующие конструктивные элементы: – диффузор; – жаровая труба; – стабилизаторы горения (завихрители); – смесители; – пусковые воспламенители; – дренажные клапаны; – топливные коллекторы с топливными форсунками. Кроме того, в трубчатых и трубчато-кольцевых камерах применяются пламяперебрасывающие патрубки и газосборники. Диффузор устанавливается на входе в камеру сгорания и служит для понижения скорости воздуха на входе в камеру сгорания с 120…180 м/с до 30…50 м/с для обеспечения устойчивого горения топлива. На диффузоры приходится основная доля гидравлических потерь, поэтому их профилированию уделяется особое внимание. Возможны несколько конструкций диффузоров: бессрывный; с разделением потоков; с запланированным срывом. Бессрывный диффузор (рис. 5.12) представляет собой плавный канал с углом раскрытия 18…25º и обеспечивает выравнивание потока, безотрывное течение воздуха и сравнительно небольшие гидравлические потери. Однако он имеет значительный осевой размер, что увеличивает расстояние между опорами ротора и длину всего двигателя. Рис. 5.12. Схема бессрывного диффузора 217 В целях уменьшения осевых размеров диффузора он может заканчиваться внезапным увеличением площади проходного сечения – запланированным срывом (АЛ-21Ф, ТВ3-117, Р-29). В месте резкого перехода сечений могут устанавливаться специальные гребешки – провокаторы срыва потока (рис. 5.13). Рис. 5.13. Схема диффузора с запланированным срывом Возможна также конструкция бессрывного диффузора с большим углом раскрытия (35...40º). Для обеспечения бессрывного течения поток в таком диффузоре делится на два или три канала, имеющих небольшие углы раскрытия (рис. 5.14). Рис. 5.14. Схема диффузора с кольцевым конусным разделителем потока На рис. 5.15 изображена схема вихревого диффузора. Это диффузор с внезапным расширением, в котором для предотвращения отрыва потока используется эффективная система отсоса воздуха. В диффузорах с углами раскрытия 15º и 30º можно вдвое уменьшить потери давления при отсосе через щель на стенке от 4 до 10 % расхода массы основного потока. При отсосе 4 % расхода воздуха в диффузоре с углом раскрытия 35º потери давления могут быть уменьшены до такого уровня, как в обычном диффузоре с углом раскрытия 12º. Отсасываемый воздух может быть использован для охлаждения лопаток турбин. 218 Рис. 5.15. Диффузор, управляемый с помощью вихря: 1 – отсос воздуха; 2 – вихревая камера; 3 – турбулентная область Жаровая труба ограничивает зону горения топливовоздушной смеси. В современных камерах она выполняется вальцовкой, сваркой и клепкой тонкостенных колец, что снижает температурные напряжения в ее конструкции (рис. 5.16). Снаружи жаровая труба охлаждается вторичным воздухом, изнутри обеспечивается пленочное заградительное охлаждение. Рис. 5.16. Жаровая труба и способы соединения ее элементов На рис. 5.17 показаны различные способы охлаждения стенок жаровой трубы. 219 Рис. 5.17. Способы охлаждения жаровой трубы: а – пленочное охлаждение с орошением; б – перфорированное охлаждение с орошением; в – конвективно-пленочное охлаждение; г – однослойная конвективная система охлаждения; д – двухслойная конвективная система охлаждения; е – пленочная система; ж – пленочная система с гофрированным кольцом; з – транспирационная система охлаждения Для обеспечения свободы температурных деформаций жаровая труба крепится в корпусе камеры как двухопорная балка (рис. 5.18), при этом обеспечивается ее фиксация только в одном поясе крепления, а во втором поясе – свобода перемещения. а б Рис. 5.18. Схемы крепления жаровой трубы: а – фиксация в заднем поясе; б – фиксация в переднем поясе На рис. 5.19 изображена конструкция, соответствующая схеме, приведенной на рис. 5.18, а, на рис. 5.20 – соответстующая схеме, изображенной на рис. 5.18, б. Рис. 5.19. Фиксация жаровой трубы фланцем по заднему поясу и подвижная посадка на колпачок форсунки по переднему поясу 220 Рис. 5.20. Фиксация жаровой трубы радиальными штифтами по переднему поясу: 1 – фланец; 2 – фиксатор; 3 – сферический вкладыш; 4 – разрезная втулка; 5 – корпус жаровой трубы; 6 – обечайка Стабилизаторы горения (завихрители) обеспечивают устойчивость горения топливовоздушной смеси, создавая зону обратных токов и интенсифицируя процессы смесеобразования путем увеличения турбулентности потока. Находят применение лопаточные (Р11Ф-300), струйные (щелевые, терочные Д-25В, Д-20П) и срывные (АИ-20, АИ-25) стабилизаторы (рис. 5.21), а также их комбинации. а б в Рис. 5.21. Стабилизаторы горения: а – лопаточный; б – щелевой (терочный); в – срывной Смесители осуществляют подвод вторичного воздуха внутрь жаровой трубы для снижения температуры газа перед турбиной до заданного значения. Чтобы холодный воздух не попал в зону обратных токов и не нарушил процесса сгорания топлива из-за местного охлаждения газов, вторичный воздух вводят постепенно через систему отверстий или смесительных патрубков различного сечения (рис. 5.22). Струи вторичного воздуха должны иметь большую глубину проникания в поток горячего газа, чтобы снизить температуру газа не только у стенок, но и в ядре потока. 221 Рис. 5.22. Виды смесителей Глубина проникновения струй вторичного воздуха в жаровую трубу камеры (рис. 5.23) определяется формулой 0,63 w l H d 0,3 0 ,415 0 , wсн d где d – диаметр отверстия; w0 и wсн – скорость вторичного воздуха в отверстии и скорость сносящего газового потока; l – текущая координата жаровой трубы. Рис. 5.23. Схема расчета глубины проникновения вторичного воздуха Пусковые воспламенители обеспечивают начальное воспламенение топливовоздушной смеси при запуске двигателя. Они могут быть выполнены в виде электрической свечи (рис. 5.24) в низковысотных двигателях (Д-25В, ТВ3-117) или при малом объеме камеры сгорания (РД-33), или в сочетании с пусковой топливной форсункой (АЛ-7Ф, Р11Ф-300, рис. 5.25). Применяются низковольтные свечи (с рабочим напряжением 1 500…2 500 В, полупроводниковые, поверхностного разряда). Охлаждение пускового воспламенителя при запуске двигателя – емкостное, за счет нагрева собственной массы. Для облегчения высотного запуска и запуска 222 в зимнее время в воспламенителе может применяться кислородная подпитка от бортовых кислородных баллонов (Р-25Ф, АЛ-7Ф, АЛ-21Ф и др.). Рис. 5.24. Полупроводниковая свеча зажигания Рис. 5.25. Пусковой воспламенитель с полупроводниковой свечой зажигания и кислородной подпиткой В современных двигателях широко применяются воспламенители с плазменным зажиганием (рис. 5.26). Рис. 5.26. Плазменный воспламенитель: 1 – корпус; 2 – форсунка пускового топлива; 3 – заглушка; 4 – свеча плазмоструйная; 5 – патрубок 223 В качестве рабочего тела для создания плазмы используется воздух, который подается в коронный разряд между электродами. Дренажные клапаны, расположенные в нижней части камеры сгорания и соединенные трубопроводом с дренажной системой двигателя (рис. 5.27), служат для слива остатков топлива из камеры при расконсервации двигателя, неудавшемся или ложном запуске. Рис. 5.27. Дренажный клапан Пламяперебрасывающие патрубки (рис. 5.28) осуществляют передачу пламени в трубчатых или трубчато-кольцевых камерах сгорания из одной жаровой трубы в другую и несколько выравнивают давление в головках жаровых труб. Рис. 5.28. Пламяперебрасывающий патрубок: 1 – патрубок; 2 – хомут Газосборники (рис. 5.29) необходимы для плавного перевода потока газа от круглого сечения жаровой трубы трубчатой или трубчатокольцевой камеры сгорания к кольцевому сечению перед сопловым аппаратом турбины. Рис. 5.29. Газосборник трубчато-кольцевой камеры сгорания 224 В настоящее время совершенствование узла камеры сгорания идет по пути сокращения длины камеры и обеспечения ее экологической чистоты и минимального дымления. Уменьшить длину камеры сгорания можно путем улучшения процесса смесеобразования, для чего применяются камеры испарительного типа (карбюризированная подача топлива) и двухъярусные камеры сгорания с параллельным расположением зон горения (рис. 5.30). Наружная зона является дежурной. При запуске и на режиме «малый газ» работает только эта зона. Воздух подается в количестве, необходимом для стехиометрического соотношения, поэтому на этом режиме содержание в продуктах сгорания СО и C n H m будет незначительным. Внутренняя зона вступает в работу при повышении режима. Состав смеси в ней делают «бедным», и это позволяет получить низкий уровень содержания в выхлопных газах окислов азота. Такой тип камеры предложен на фирме General Electric. Применение двухъярусной кольцевой камеры сгорания позволяет уменьшить ее длину приблизительно на треть по сравнению с обычной кольцевой камерой. Диффузорность канала перед такой камерой минимальна, и воздух подводится в камеру с достаточно высокой скоростью. Но подвод его под большим углом и через большое число отверстий способствует хорошему перемешиванию воздуха и топлива в первичной зоне. Рис. 5.30. Двухъярусная камера сгорания: 1 – зона малого газа; 2 – основная зона Дым – это несгоревшие частички углерода, для образования которых достаточно, чтобы топливовоздушная смесь была богаче в 1,5–2 раза, чем стехиометрическая. Дымление двигателя нежелательно как с коммерческой, так и с военной точки зрения: с коммерческой – дым загрязняет атмосферу и, будучи видимым, неблагоприятно воздействует на психику пассажиров; с военной – повышает возможность визуального обнаружения летательного аппарата противником. Перспективным методом снижения дымности камеры сгорания является улучшение конструкции, направленное на устранение зон богатой смеси. В таком улучшении нуждается та часть камеры, в которой воздух и топливо поступают в первичную зону. Для уменьшения вероятности обра225 зования зон с богатой смесью в первичную зону может подводиться дополнительный воздух (около 5 %) через специальные направляющие отверстия и трубы, что позволяет ему проникнуть в ядро потока. Возможно применение конструкции с предварительным испарением топлива (Д-36, Д-136) и форсунок с аэрацией (Р-29, Д-36, Д-136), а также двухзонных камер, в которых зоны горения расположены последовательно (рис. 5.31). Такой тип двухзонной камеры сгорания разработан на фирме Pratt&Whitney. Рис. 5.31. Схема жаровой трубы с зонами горения, разнесенными по радиусу и по длине (двигатель PW-4000): 1 – дежурная зона горения; 2 – основная зона горения; 3 – жаровая труба Первая зона горения в жаровой трубе является дежурной. В этой зоне имеет место незначительная эмиссия СО и C n H m , так как на низких режимах в нее подается все топливо, тем самым поддерживается близкое к стехиометрическому соотношение компонентов, т. е. здесь обеспечивается высокая температура пламени. Вторая зона горения расположена по ходу движения потока после первой. В ней есть свои стабилизаторы горения и топливные форсунки. Вторая зона горения является основной. В этой зоне процесс горения происходит на «бедных» смесях при температуре пламени 1 800…1 900 К, когда образование окислов азота происходит менее активно. На рис. 5.32 представлена экспериментальная двухзонная камера сгорания, выполненная на базе конструкции камеры ТРДД Д30. Рис. 5.32. Экспериментальная двухзонная камера сгорания 226 В настоящее время камеры с малым дымлением можно считать технически освоенными, однако доводка камеры в целях уменьшения дымления не должна ухудшать ее остальных эксплуатационных характеристик – надежности розжига при запуске, устойчивости горения, КПД, температурного поля, ресурса и др. 5.4. Прочность и устойчивость элементов камеры сгорания Элементы основных камер сгорания испытывают напряжения от газовых и инерционных сил, от неравномерности нагрева элементов камер, от вибраций. Если оболочка камеры включена в силовую схему двигателя, то в элементах камеры возникают дополнительные напряжения от сил и моментов, передаваемых от других узлов. Жаровые трубы подвержены действию незначительного перепада давлений, который проявляется в основном в выходной части жаровой трубы, где количество отверстий для подачи вторичного и охлаждающего воздуха незначительно. Учет этих нагрузок сложен, поэтому жаровая труба на прочность не рассчитывается, ее работоспособность проверяется при экспериментальной проверке и доводке камеры. Корпусные элементы камеры, представляющие собой тонкостенные оболочки, рассчитываются на прочность и устойчивость. При выполнении этих расчетов детали сложной формы подвергают схематизации для получения эквивалентной схемы, для которой можно использовать аналитические или эмпирические зависимости. Такие части камеры сгорания, как корпусы, можно рассматривать как тонкостенные оболочки, имеющие форму тела вращения, близкую к цилиндрической, конической или сферической. Оболочки имеют сварные швы и приваренные фланцы для соединения с другими узлами и деталями двигателя. Кстати, эти рассуждения и методики расчетов в большой мере относятся и к корпусным деталям компрессоров, турбин, форсажных камер и выходных устройств ГТД. Рассмотрим на примере наружного корпуса основной камеры сгорания расчет на прочность оболочки, находящейся под действием силы внутреннего избыточного давления. Напряженное состояние всех участков такой оболочки, за исключением участков, близких к фланцам и местам приложения сосредоточенных сил, достаточно точно определяется на основании безмоментной теории. В этой теории предполагаются некоторые допущения: – в оболочке отсутствуют внутренние изгибающие и крутящие моменты и, как следствие, перерезывающие силы; – нагружения считаются независимыми. Расчетный режим – режим максимального расхода воздуха (полет на минимальной высоте с максимальной скоростью зимой). На этом ре227 жиме на выходе из компрессора и в камере сгорания будет максимальное внутреннее давление воздуха. Выделим на оболочке в районе расчетной точки малый элемент (рис. 5.33). Рис. 5.33. Расчетная схема оболочки На схеме рис. 5.33 обозначены: Rm – радиус кривизны меридиана оболочки в расчетной точке; R – радиус кривизны параллели оболочки в расчетной точке; – толщина оболочки. Площадь выделенного элемента составляет Rm R Rm R 2 . На грани выделенного элемента действуют напряжения σ m вдоль оболочки и в окружном направлении. Тогда силы, заменяющие действие отброшенных частей оболочки и растягивающие выделенный элемент, определяются формулами Tm m R и T Rm . Спроектируем силы Tm и Tτ на нормаль к выделенному элементу в предположении, что угол мал и sin : Tm( n ) m R 2 и T( n ) Rm 2 . На выделенный элемент действует нормальное избыточное давление pизб , которое уравновешивает проекции сил Tm( n ) и T( n ) . Сила, создаваемая этим избыточным давлением, T p pизб Rm R 2 . Тогда уравнение равновесия выделенного элемента принимает вид m R Rm pизб Rm R , m pизб откуда . Rm R В этом уравнении две неизвестные величины m и , поэтому для их определения необходимо второе уравнение. Таким уравнением может 228 быть уравнение равновесия одной из частей оболочки, полученной сечением, нормальным к ее оси и проходящим через расчетную точку: 1) для сферической оболочки Rm R R , тогда p R m изб ; 2 2) для цилиндрической оболочки Rm , R R , тогда p R p D изб изб ; 2 3) для замкнутой цилиндрической оболочки со сферическим днищем и с равномерным давлением на днище p R m изб ; 2 4) для конической оболочки pизб Rcp pизб Dcp . 2 В общем случае давление может изменяться вдоль оси оболочки, но его эпюра принимается по окружности осесимметричной. Максимальное значение избыточного давления в основной камере сгорания – на режиме полета, при котором давление за компрессором достигает наибольшей величины. Это режим максимального расхода воздуха. При работе двигателя на стенде на максимальном режиме напряжения растяжения в наружном корпусе основной камеры сгорания составляют 120…140 МПа, а при работе на режиме максимального расхода воздуха – 200…230 МПа. Коэффициент запаса прочности оболочки пред k 1,9...2 ,1 , max где пред – предел длительной прочности материала оболочки при заданной температуре. Если в оболочке есть сварные швы, то для них пред составляет 0,7…0,8 от предела длительной прочности основного материала при автогенной сварке и 0,90…0,95 – при электронно-лучевой сварке в атмосфере аргона. Для точечной и роликовой сварки прочность сварных швов определяется по специальным справочным таблицам. К оболочке крепятся фланцы. При их расчете необходимо: – определить количество и размеры крепежных элементов (болтов, шпилек, винтов) и рассчитать их прочностные характеристики; – обеспечить нераскрытие стыка фланцевого соединения; – проверить фланцы на устойчивость в плоскости стыка элементов; – выбрать величину предварительной затяжки крепежных элементов. 229 При расчете фланцевых соединений оболочек принимается следующее допущение: фланцевое соединение выполняется болтами (шпильками, винтами), равномерно расположенными по окружности. Число крепежных элементов Z предпочтительно выбирать четным для обеспечения равномерности затяжки стыка. Шаг установки составляет 5–7 диаметров болта (шпильки) при избыточном давлении менее 1 МПа и 2,5–4 диаметра – при давлении более 3 МПа. Расчетная схема фланцевого соединения показана на рис. 5.34. Условие нераскрытия стыка состоит в том, чтобы во всех его точках после приложения внешней нагрузки оставались напряжения сжатия. Рис. 5.34. Расчетная схема фланцевого соединения Раскрытие стыка опасно тем, что кроме появления негерметичности в стыке возрастают усилия на болты, а при переменной нагрузке появляются дополнительные знакопеременные усилия ударного характера. При этом предполагается, что при раскрытии стыка происходит поворот фланца относительно точки А (рис. 5.35, а). а б в Рис. 5.35. Раскрытие фланца: а – с разрывом болтов; б – с разрушением промежутков между болтами; в – с разрушением оболочки Суммарное усилие на болты Pбол D02 l l k pизб 1 2 , 4 l2 230 где k = 1,5…2,5 – коэффициент затяжки болтов. Напряжения растяжения в болтах p 4 Pбол , Z d12 где d1 – внутренний диаметр резьбы болта. Допустимое напряжение пред для болта из-за концентраторов напряжений по резьбе составляет 0,6–0,8 предела текучести материала болта при рабочей температуре. Изгибающий момент в сечении B C (рис. 5.35, б) M BC D02 l1 pизб , 4 где 0,8...1,0 – коэффициент уменьшения изгибающего момента вследствие упругости оболочки. Напряжения изгиба фланца в сечении B C 6 M BC u . ( Dб Z d 0 ) H 2 Изгибающий момент в сечении C D (рис. 5.35, в) M CD D02l1 pизб , (1 ) 4 напряжения изгиба в сечении C D u 6 M CD . D0 2 Тонкостенные оболочки иногда разрушаются крутящим моментом M кр , возникающим на неподвижных лопаточных венцах компрессоров и турбин. Хотя напряжения от этого вида нагрузки невелики, тем не менее, призонные болты рассчитываются на срез без учета сил трения в стыке: Q б , Z приз f бол где Q 2 M кр ; Z приз – количество призонных болтов в стыке; f бол – плоDб щадь поперечного сечения призонного болта. Для внутренних корпусов камер сгорания опасной нагрузкой является внешнее избыточное давление, которое может привести к потере устойчивости оболочки. Поэтому кроме расчета на прочность такие оболочки обязательно проверяются и на устойчивость. 231 Для оболочки возможны два вида потери устойчивости: местная потеря устойчивости – выпучивание участков оболочки, заключенных между подкрепляющими ребрами; общая потеря устойчивости оболочки вместе с подкрепляющими ребрами. Расчет на устойчивость многих элементов оболочек ГТД можно выполнять в предположении, что оболочки цилиндрические и свойства материала оболочки во всех направлениях одинаковы (изотропный материал). Для изотропной цилиндрической оболочки, находящейся под действием внешнего избыточного давления pизб , критическое значение давления pкр , при котором оболочка потеряет устойчивость, определяют из формулы Мизеса: 2 1 pкр R 2 1 2n 1 n 1 2 2 2 n 2l 2 , E 12 R n l 2 1 2 2 n 1 1 2 2 R R 2 2 2 где n – число полуволн, образующихся в окружном направлении при выпучивании оболочки; l – длина участка оболочки между подкрепляющими элементами; R – радиус оболочки; δ – толщина стенки оболочки; μ – коэффициент Пуассона. Если длина оболочки удовлетворяет условию 2 2 R 2 2 12 R 1 l 1 2 12 R 2 1 2 , что определяет ее как оболочку «средней» длины, то при одной полуволне ( n = 1) формулу Мизеса можно упростить, учитывая, что коэффициент Пуассона 0,3 : pкр E 2 0,9176 Rl . R Тонкостенная оболочка может также потерять устойчивость при ее изгибе и кручении. Устойчивость оболочки при изгибе и кручении оценивается известными методами сопротивления материалов. Коэффициент запаса устойчивости оболочки камеры сгорания ркр k p кр 1,8...2 ,0 . ризб . раб 232 5.5. Возможные неисправности элементов основных камер сгорания и конструктивные мероприятия, обеспечивающие их надежную работу Изучение характера и причин повреждения основных камер сгорания в эксплуатации показывает, что наибольшее количество повреждений и неполадок связано с жаровыми трубами. Обычно эти дефекты не являлись причинами досрочного снятия двигателя с эксплуатации и обнаруживались при переборках двигателя по выработке ресурса или снятию двигателя с эксплуатации по другим причинам. Прогары жаровых труб, вызвавшие аварию двигателя, были обусловлены нарушением течения газового потока с одновременным нарушением подачи топлива из-за разрушения топливных коллекторов или негерметичности топливных форсунок. Характерными дефектами камер сгорания являются: 1. Трещины у смесительных отверстий жаровых труб. Причина возникновения трещин – температурный градиент в сочетании с термоциклическим нагружением. Кромка отверстия имеет более низкую температуру, чем прилегающая к ней стенка. В этом случае на кромке отверстия возникают растягивающие напряжения. Для уменьшения температурных напряжений на краях отверстий, перед и между основными отверстиями выполняются отверстия небольшого диаметра, создающие защитную воздушную завесу. Применяются также отбортовка краев смесительных отверстий наружу или внутрь жаровой трубы и окантовка краев смесительных отверстий специальными втулками (рис. 5.36). Рис. 5.36. Защита смесительных отверстий от возникновения термоциклических трещин 2. Прогары фронтовых устройств жаровых труб (головок, диффузоров, передних перфорированных стенок). Типичное развитие такого дефекта: коробление и отгиб кромки, а затем – ее обгорание. Развитию дефекта способствуют негерметичность форсунок, изменение характера протекания вторичного воздуха в полете (на стенде обычно не обнаруживается), отклонения в технологии изготовления жаровой трубы. 233 Температура жаровых труб достигает 1 100…1 250 К. При такой температуре и повышенном давлении кислород обладает повышенной активностью, что может вызвать газовую коррозию стенки жаровой трубы. Большинство случаев перегрева и прогара жаровых труб связано с неправильным расположением факела пламени в камере или с недостаточным охлаждением ее элементов. Для защиты от перегрева и газовой коррозии стенки жаровой трубы покрываются слоем керамики или жаропрочной эмали и охлаждаются снаружи вторичным воздухом, протекающим со скоростью 80…100 м/с, а изнутри – защитной воздушной пленкой. 3. Коробление стенок жаровых труб, которое зачастую является следствием неравномерного нагрева стенок в окружном направлении или касания стенки пламенем из-за нарушения подвода вторичного воздуха или нагарообразования на топливных форсунках (обычно сопровождается факелением камеры). Температурные напряжения при неравномерном нагреве можно уменьшить, если изготавливать жаровые трубы из жаропрочного материала небольшой толщины (0,8…1,2 мм). 4. Выкрашивание материала на жаровых трубах и корпусах камеры сгорания. Это явление связано с вибрациями (вибрационным горением или кинематической передачей вибрации от других источников) и присуще обычно сравнительно холодным частям, где отсутствуют температурные напряжения. Усталостные трещины и выкрашивания проявляются обычно в местах крепления массивных деталей к тонкостенным конструкциям или вблизи местных утолщений стенок, например в сварных швах. Для исключения усталостных разрушений в камерах реализуются мероприятия по борьбе с вибрационным горением. Стараются исключить крепление массивных агрегатов и деталей на тонкостенные оболочки камер сгорания. 5. Трещины в местах соединения двух секций, характерные для секций с существенно различной степенью нагрева. В этом случае в менее нагретой охватывающей секции возникают напряжения растяжения, которые могут привести к возникновению продольных трещин. Наличие вибраций ускоряет развитие таких трещин. Для снижения температурных напряжений у сварных швов в охватывающей секции выполняют компенсационные прорези (рис. 5.37). Уменьшение концентрации напряжений в элементах камер сгорания повышает их ресурс, поэтому при их изготовлении применяют электрополировку, развертывание отверстий и полировку их краев, снятие фасок и т. п. Штамповка деталей камеры выполняется в несколько переходов, после каждого перехода производится отжиг для снятия внутренних напряжений. 234 Рис. 5.37. Термокомпенсаторы у отверстий подвода охлаждающего воздуха 5.6. Конструкционные материалы основных камер сгорания ГТД Материалы для изготовления деталей камер сгорания выбирают в зависимости от температуры нагрева этих деталей при работе. Если наружный кожух нагревается до температуры 300…400 ºС, то для его изготовления можно использовать углеродистую сталь 10. При более высоких рабочих температурах следует применять стали Х18Н9Т (Я1Т), ЭИ417, ЭИ435, ЭИ602, ЭИ652, ЭИ703, ЭИ385, ЭИ-868. Жаровая труба нагревается до температур 800…1 000 ºС. Для изготовления жаровых труб необходимы жароупорные материалы, удовлетворяющие следующим требованиям: – при рабочей температуре материал должен иметь высокие механические качества – пределы прочности, длительной прочности, усталостной прочности, текучести, ползучести; – материал должен быть устойчивым к газовой коррозии и не вступать в химические реакции с продуктами сгорания; – материал должен хорошо противостоять действию теплосмен, не должен обладать склонностью к растрескиванию и короблению (такими свойствами обладают материалы с малым коэффициентом линейного температурного расширения); – материал должен быть достаточно технологичным – пластичным, поддаваться штамповке, волочению, гибке и сварке. Для изготовления жаровых труб и образующих диффузора, работающих при температуре до 900 ºС, можно использовать сплавы ЭИ-417, ЭИ-435 (ХН78Т), ЭИ-602 (ХН75МБТЮ), ЭИ-703 (ХН38ВТ). Для жаровых труб, работающих при температуре до 950 ºС применяется сплав ЭИ-894, при более высоких рабочих температурах – сплавы ЭИ-868 (ХН60В), ВЖ-102. Перспективными материалами для изготовления жаровых труб также являются порошковые сплавы на основе интерметаллидов Ni 3 Al, NiAl, FeCrAl, предназначенные для теплонапряженных конструкций, работающих при температурах 1 200…1 300 ºС. Высокая жаростойкость, стойкость к карбидообразованию, водородному и сульфидному растрескиванию при 235 высоких температурах, жаропрочность и относительно низкая плотность этих материалов обуславливают их преимущество перед традиционными конструкционными материалами. В настоящее время ведутся исследования керамических материалов, обеспечивающих рабочие температуры 1 500 ºС и выше. Завихрители изготавливаются из сплава ЖС-6М, газосборники – из ЭИ-602. Контрольные вопросы 1. Назначение основной камеры сгорания ГТД и требования, предъявляемые к ней. 2. Классификация основных камер сгорания ГТД по различным признакам. 3. Перечислите основные элементы камеры сгорания ГТД и опишите их назначение. 4. Какими средствами достигается устойчивое и эффективное горение топлива в основной камере? 5. Каковы способы охлаждения элементов камеры сгорания ГТД? 6. Каким образом обеспечиваются минимальные температурные напряжения в элементах камеры сгорания ГТД? 7. Перечислите способы запуска основной камеры сгорания. 8. Какие нагрузки действуют на наружный и внутренний корпусы камеры сгорания? 9. Какие допущения принимают при расчете напряжений в цилиндрической оболочке? 10. При каких видах нагружения может возникнуть потеря устойчивости оболочки? 11. Как оценивается устойчивость подкрепленных оболочек? 12. Какие требования предъявляются к материалам, применяемым в конструкции основных камер сгорания ГТД? Тема 6. КОНСТРУКЦИЯ ФОРСАЖНЫХ КАМЕР АВИАЦИОННЫХ ГТД При создании авиационных газотурбинных двигателей значительное внимание уделяется разработке и доводке выходных устройств, а в двигателях для скоростных самолетов – и форсажных камер. В турбореактивных двигателях для сверхзвуковых самолетов в целях преодоления звукового барьера и полета самолета со сверхзвуковой скоростью, а также для сокращения разбега при взлете, времени разгона, увеличения скороподъемности самолета требуется весьма существенное увеличение тяги двигателя (до 45…60 % на взлете и до 130…170 % при полете на сверхзвуковых скоростях). Это увеличение достигается благодаря применению на двигателе специального устройства – форсажной камеры. 236 Применение форсажной камеры является наиболее выгодным способом форсирования тяги двигателя: при умеренном увеличении массы и габаритных размеров резко увеличивается удельная тяга. Форсажный режим является неэкономичным, однако существенное увеличение удельного расхода топлива вполне компенсируется значительным улучшением технических данных самолета. При создании новых газотурбинных двигателей зачастую возникают сложные проблемы, связанные с разработкой и доводкой именно форсажных камер и выходных устройств двигателя, интеграцией силовой установки с летательным аппаратом. 6.1. Назначение форсажных камер ГТД Форсажная камера устанавливается за последней ступенью турбины двигателя и служит для дополнительного сжигания топлива за турбиной, благодаря чему повышаются теплосодержание газов, скорость их истечения и тяга двигателя. На вход в форсажную камеру подается смесь продуктов сгорания основной камеры, прошедших турбину, и воздуха, поступающего из внешнего контура двигателя и возвращаемого в проточную часть из системы охлаждения турбины. Состав смеси в форсажной камере близок к стехиометрическому, коэффициент избытка воздуха = 1,1…1,3, поэтому температура в зоне горения достаточно высока – 2 050…2 200 К. Конструкция элементов форсажной камеры должна обеспечивать: - приспособленность конструкции к работе в условиях высоких температур в среде химически активных газов; - устойчивое горение топлива на всех эксплуатационных режимах полета самолета (потребный диапазон устойчивой работы по составу смеси – от min = 0,7…0,9 до max = 2,0…2,5); - надежный запуск камеры во всем диапазоне высот и скоростей полета, разрешенном для включения форсажа; - отсутствие влияния работы форсажной камеры на работу турбокомпрессора двигателя; - исключение перегрева лопаток турбины при включении и выключении форсажа и при работе форсажной камеры; - минимальные гидравлические и тепловые потери; - минимальную массу форсажного устройства. 6.2. Конструкция основных элементов форсажных камер ГТД Форсажная камера состоит из фронтового устройства и собственно камеры сгорания. Фронтовое устройство, в свою очередь, включает в себя 237 диффузор, стабилизаторы пламени, топливоподающее и запальное устройства (рис. 6.1). Рис. 6.1. Форсажная камера и реактивное сопло ТРДДФ: 1 – турбина; 2 – фронтовое устройство; 3 – камера сгорания; 4 – регулируемое сопло Двухконтурные двигатели с форсажными камерами могут выполняться по различным схемам: с форсажем только в наружном контуре (ТРДД-II); с раздельным форсажем в наружном и внутреннем контурах (ТРДДФ-I+II); со смешением (объединением) потоков рабочего тела, выходящих из наружного и внутреннего контуров; с общей форсажной камерой (ТРДДФсм). В настоящее время двухконтурные двигатели с форсажными камерами выполняются преимущественно по последней схеме. По этой схеме выполнены, например, двигатели РД-33 (ГУП «Завод им. В. Я. Климова»), АЛ-31Ф (ОАО «Люлька-Сатурн") и ДЗ0Ф6 (ОАО «Авиадвигатель»), которые установлены на самолетах-истребителях МиГ-29, Су-27 и МиГ-31, а также двигатель НК-144, который устанавливался на первом советском сверхзвуковом пассажирском самолете Ту-144, и самые мощные в мире ТРДДФсм НК-25 и НК-32 для самолетов дальней и стратегической авиации. По этой схеме выполняется перспективный ТРДДФсм пятого поколения для перспективного самолетаистребителя (ОАО «Люлька-Сатурн»). На рис. 6.2 изображены графики изменения параметров газа по тракту двигателя и длине форсажной камеры одновального ТРДФ. Применяются три форсированных режима работы двигателя: полный, частичный и минимальный. Полный форсированный режим применяется, в частности, для преодоления большого внешнего сопротивления на трансзвуковых скоростях и достижения максимальных сверхзвуковых скоростей полета. Частичный форсированный режим развивает пониженную 238 тягу и применяется на промежуточных, главным образом, сверхзвуковых скоростях полета. Минимальный форсированный режим – режим, на котором обеспечиваются минимальный расход топлива через форсажную камеру и минимальная тяга двигателя с форсажем. Рис. 6.2. Изменение параметров рабочего тела в проточной части одновального ТРДФ Все форсированные режимы – выше максимального, поэтому они более напряженные. Продолжительность непрерывной работы и суммарная наработка на этих режимах регламентируются, как и на максимальном режиме. Фронтовое устройство (рис. 6.3) включает в себя диффузор, стабилизаторы пламени, топливные коллекторы с форсунками и устройства для розжига форсажной камеры. Рис. 6.3. Фронтовое устройство форсажной камеры ТРДДФ: 1 – смеситель; 2 – обтекатель диска турбины; 3 – топливные форсунки; 4 – стабилизатор пламени; 5 – наружная обечайка диффузора 239 Диффузор служит для снижения скорости потока газа в целях создания необходимых условий для организации устойчивого процесса горения форсажного топлива. Диффузор, образованный обтекателем диска турбины и наружной обечайкой, устанавливается непосредственно за турбиной двигателя. Размеры выходного сечения и длина диффузора выбираются из условия уменьшения скорости потока газа за турбиной от 300…400 м/с до 150…200 м/с. При этом должно быть достигнуто оптимальное сочетание величины гидравлических потерь, габаритных размеров и массы устройства. Оптимальный угол раскрытия диффузора составляет 8…12º, а отношение площадей проходных сечений на выходе (F 1 ) и на входе (F 2 ) должно находиться в диапазоне F 2 / F 1 = 1,3…2,3. Кольцевой канал диффузора образуется обтекателем диска турбины и наружной обечайкой, которые соединены между собой стойками (рис. 6.4) или шарнирными тягами (рис. 6.5). Рис. 6.4. Диффузор с креплением обтекателя диска турбины на стойках: 1 – палец; 2 – сферическая втулка; 3 – стойка; 4 – наружная обечайка; 5 – обтекатель диска турбины Соединение должно обеспечивать свободу температурных деформаций конструкции. Образующие стенок диффузора профилируются таким образом, чтобы гидравлические потери были минимальными при минимальной длине. Иногда с этой целью внутреннюю стенку делают усеченной, при этом получается срывной диффузор с внезапным расширением (см. рис. 6.5). Турбулентная скорость распространения пламени составляет 10…15 м/с, а скорость потока на выходе из диффузора, как отмечалось ранее, – 150…200 м/с. Поэтому обеспечить устойчивое горение топлива в форсажной камере невозможно без специальных устройств, которые называются стабилизаторами пламени. Они обеспечивают стабильное положение фронта пламени в камере, удерживая его от сноса потоком газа. 240 Рис. 6.5. Диффузор с креплением обтекателя диска турбины шарнирными тягами: 1 – бандаж; 2 – шарнир крепления тяги; 3 – наружная обечайка; 4 – тяга; 5 – стенка обтекателя диска турбины Наиболее широко применяются стабилизаторы в виде плохо обтекаемого тела – желоба V-образного профиля из листового материала с углом при вершине 30…60º, обращенным навстречу потоку. За стабилизатором пламени образуется зона обратных токов, в которой циркулируют продукты сгорания топлива с температурой 1 500…2 000 ºС. Зона обратных токов, благодаря высокой температуре газа в ней, служит источником тепла для непрерывного поджигания новых порций топливогазовой смеси, поступающей в форсажную камеру. Стенка стабилизатора охлаждается снаружи набегающим потоком более холодного газа и форсажным топливом. Стабилизаторы пламени могут выполняться кольцевыми, радиальными и радиально-кольцевыми (рис. 6.6). Рис. 6.6. Стабилизаторы пламени: 1 – топливные коллекторы с форсунками; 2 – V-образные стабилизаторы Иногда форма стабилизаторов диктуется не только особенностями двигателя и его форсажной камеры, но и необходимостью подавления опасного вибрационного горения в камере. 241 Стабилизаторы пламени существенно загромождают сечение форсажной камеры (до 20…25 % от площади проходного сечения). Для уменьшения гидравлических потерь стабилизаторы эшелонируют, смещая относительно друг друга вдоль потока. Возможно также применение стабилизаторов, имеющих удобообтекаемую форму при неработающей форсажной камере, – нишевых и аэродинамических (рис. 6.7). а б Рис. 6.7. Нишевый (а) и аэродинамический (б) стабилизаторы При трудности получения устойчивого воспламенения и горения топлива в форсажной камере с помощью простых стабилизаторов возможно применение форкамерных стабилизаторов пламени. Форкамера (рис. 6.8) представляет собой миниатюрную камеру сгорания, в которой создано течение с малой скоростью – порядка 10…20 м/с. Благодаря этому обеспечивается хорошее воспламенение топлива и устойчивое горение. Горячий газ из форкамеры подается в зоны форсажной камеры, где воспламенение и горение топлива затруднено. Рис. 6.8. Форкамерный стабилизатор пламени: 1 – топливный коллектор; 2 – топливная форсунка; 3 – карбюратор; 4 – форкамера Система подачи топлива и смесеобразования предназначена для ввода жидкого топлива в форсажную камеру, распыления и частичного испарения его в потоке газа для образования горючей смеси, а также для создания требуемого распределения топлива между стабилизаторами и по поперечному сечению камеры. Система смесеобразования включает в 242 себя подводящие трубопроводы и коллекторы, форсунки для распыла топлива (распылители) и устройства для испарения топлива (карбюраторы). Распыление жидкого топлива производится с помощью центробежных или струйных форсунок, которые привариваются к топливному коллектору. Центробежные форсунки располагают навстречу газовому потоку, струйные – поперек потока или под углом. Дробление струи топлива на мелкие капли происходит под действием газового потока. Топливные коллекторы с форсунками наиболее часто устанавливают перед стабилизаторами на расстоянии 100…150 мм и крепят с учетом обеспечения свободы температурных деформаций, например на радиальных штифтах или с помощью шарнирных звеньев (рис. 6.9). Рис. 6.9. Стабилизатор пламени с двумя каскадами топливных коллекторов: 1 – труба подвода топлива к коллектору; 2 – коллектор первого каскада; 3 – коллектор второго каскада; 4 – стабилизатор пламени Такое расположение форсунок позволяет еще до подхода топлива к задней кромке стабилизатора получить перемешивание топлива с максимальным количеством газа, испарить значительную часть жидких капель и обеспечить наибольший размер поперечного сечения факела пламени. Неиспарившиеся капли топлива, попадая на поверхность стабилизатора, образуют жидкую пленку, которая охлаждает стабилизатор и, стекая с его задних кромок, обогащает зону обратных токов. Благодаря этому расширяется диапазон устойчивого горения в форсажной камере. Окончательный выбор размеров и взаимного расположения стабилизаторов, количества и положения топливных форсунок осуществляется экспериментально в процессе доводки форсажной камеры. В настоящее время получили широкое распространение специальные устройства для испарения жидкого топлива (карбюраторы), расположенные внутри стабилизатора (рис. 6.10). Они предназначены для обеспечения устойчивой работы форсажной камеры на «бедных» смесях при 3. 243 Рис. 6.10. Стабилизатор с карбюратором: 1 – струйная топливная форсунка; 2 – трубопровод подвода топлива; 3 – топливный коллектор стабилизатора; 4 – стабилизатор пламени Воспламенение смеси в форсажной камере производится от запального устройства, расположенного по оси фронтового устройства (рис. 6.11), или с помощью специального пускового воспламенителя, установленного на наружном кожухе фронтового устройства (рис. 6.12). Рис. 6.11. Карбюризированное запальное устройство форсажной камеры ТРДФ: 1 – трубопровод подачи воздуха; 2 – трубопровод подачи карбюризированной топливовоздушной смеси; 3 – электрическая свеча; 4 – обтекатель диска турбины; 5 – стабилизаторы пламени; 6 – камера сгорания; 7 – рассекатель пламени 244 Рис. 6.12. Пусковой воспламенитель форсажной камеры ТРДФ: 1 – завихритель; 2 – форсунка пускового топлива; 3 – отверстия для подвода кислорода; 4 – корпус фронтового устройства; 5 – пламяподводящий патрубок Розжиг пускового топлива в воспламенителе производится электрической свечой. Для облегчения розжига в воспламенитель подается воздух от компрессора двигателя или кислород из бортовых баллонов. Пусковой факел воспламенителя направляется специальным патрубком в зону наиболее интенсивного завихрения потока, где энергия воспламенения топливной смеси будет минимальной. На современных ТРДДФ применяется простая, но обладающая большой тепловой мощностью факельная система, получившая название «огневая дорожка» (рис. 6.13). Рис. 6.13. Запуск форсажной камеры «огневой дорожкой»: 1 – жаровая труба основной камеры сгорания; 2 – струйка топлива; 3 – форсунка пускового топлива; 4 – факел пламени; 5 – ступени турбины 245 В конце жаровой трубы основной камеры сгорания двигателя устанавливают струйную форсунку пускового топлива, направленную в сторону турбины. При проходе через турбину пусковое топливо испаряется и под действием высокой температуры газа воспламеняется, образуя в турбине и за ней мощный факел пламени. «Огневую дорожку» при запуске форсажной камеры включают пульсациями на короткое время (0,2 с), чтобы не допустить сильного теплового воздействия на лопатки турбины. На двигателях пятого поколения розжиг форсажной камеры производится плазменными воспламенителями без кислородной подпитки. Для запуска форсажных камер на режимах с низкой температурой газа на входе применяются каталитические запальные устройства и форсунки с ультразвуковым распылом пускового топлива (рис. 6.14). Рис. 6.14. Схема ультразвуковой форсунки Камера сгорания представляет собой цилиндрические, конические (в двигателях до третьего поколения) или сферические (в двигателях четвертого и пятого поколений) оболочки, сваренные из жаропрочного листового материала (рис. 6.15). Геометрические размеры собственно камеры горения, начинающейся непосредственно за стабилизаторами фронтового устройства и заканчивающейся фланцем крепления реактивного сопла, выбираются из условий наибольшей полноты сгорания топлива. Рис. 6.15. Сферическая форсажная камера ТРДДФ четвертого поколения 246 Для увеличения статической и вибрационной прочности конструкции сварные швы стенок камеры выполняют по спирали. Крепление камеры к фронтовому устройству выполняется телескопическим или фланцевоболтовым соединением с обеспечением свободы температурных деформаций элементов при их неравномерном нагреве. Наружная поверхность камеры охлаждается воздухом, проходящим между стенкой камеры и кожухом. При сгорании топлива в форсажной камере может возникнуть особый режим работы, сопровождаемый колебаниями газа с амплитудой давления р до 0,05 МПа и частотами от 50 до 5 000 Гц. Этот режим получил название «вибрационное горение». При вибрационном горении в объеме камеры возникают продольные и поперечные (радиальные и тангенциальные) акустические колебания. Наличие вибрационного горения обнаруживается по характерному «визгу» и быстрому разрушению элементов форсажной камеры. Для подавления высокочастотных колебаний вдоль стенки изнутри камеры устанавливается антивибрационный экран (рис. 6.16) – гофрированная перфорированная конструкция. Экран является акустическим резонансным поглотителем, настроенным на подавление колебаний определенных частот. При низкочастотном вибрационном горении эффективность экрана невысока, поэтому подавление низкочастотных колебаний выполняется при экспериментальной доводке форсажной камеры и является весьма сложной задачей. Борьба с вибрационным горением ведется изменением акустического объема (например, подбором формы и размеров обтекателя диска турбины), смещением зоны максимального тепловыделения, изменением распределения топлива в поперечном сечении камеры, изменением формы и эшелонирования стабилизаторов, изменением скорости газового потока и т. п. Рис. 6.16. Антивибрационный экран Внутренняя поверхность оболочки форсажной камеры охлаждается газом, выходящим из турбины, а в случае двухконтурного двигателя – воздухом из второго контура. При этом антивибрационный экран исполь247 зуется и как тепловой, который уменьшает нагрев стенки излучением и организует конвективное и заградительное охлаждение. Установка экрана в корпусе должна обеспечивать компенсацию разности тепловых расширений его элементов относительно оболочки. В радиальном направлении это обеспечивается продольными гофрами, которые при нагреве деформируются в пределах упругости материала, а в осевом направлении – овальными отверстиями в экране под болты крепления или телескопическим опиранием на смежную секцию экрана. 6.3. Конструкционные материалы форсажных камер ГТД Конструкция диффузора выполняется из листового жаропрочного материала, например ХН60В (ЭИ868), с применением контактной сварки и сварки плавлением. В ТРДДФ наружные обечайки диффузоров, интенсивно охлаждающиеся воздухом из второго контура, можно выполнять из титановых сплавов ОТ4-1 и ВТ-20. Подводящие трубопроводы и коллекторы выполняются из цельнотянутых трубок из 1Х18Н9Т (Я1Т) или ХН60В (ЭИ868), соединенных между собой сваркой или пайкой жаростойким припоем ВПр-1. Резьбовые ниппельные соединения внутри форсажной камеры, как правило, не применяют ввиду их недостаточной надежности по герметичности соединения в условиях переменных температурных нагрузок. Корпус камеры горения и антивибрационный экран ТРДФ, работающие при температурах 900…1 100 ºС, изготавливаются из жаропрочного сплава ХН60В (ЭИ868). Наружный корпус камеры ТРДДФ, температура которого благодаря интенсивному охлаждению воздухом из второго контура не превышает 300…400 ºС, может изготавливаться и из титановых сплавов ОТ4-1 и ВТ-20. Болты крепления антивибрационного экрана выполняют из тугоплавких материалов, например из сплава Х20Н80Т (ЭИ435). Для защиты от газовой коррозии применяют покрытие стабилизаторов и экранов тугоплавкими хромовыми или силиконовыми эмалями. Контрольные вопросы 1. Основное назначение форсажной камеры и требования, предъявляемые к ней. 2. Перечислите основные элементы форсажной камеры и опишите их назначение. 3. Какими средствами достигается устойчивое и эффективное горение форсажного топлива в камере? 4. Каковы способы охлаждения элементов форсажной камеры? 5. Перечислите способы запуска форсажной камеры. 6. Что такое вибрационное горение, в чем состоит опасность его для форсажной камеры и двигателя, каковы средства подавления вибрации? 248 7. Какие требования предъявляются к материалам, применяемым в конструкции форсажных камер? Тема 7. ВЫХОДНЫЕ УСТРОЙСТВА ГТД 7.1. Назначение и состав выходных устройств ГТД Выходное устройство ГТД – это часть газотурбинной силовой установки, расположенная за турбиной. Выходные устройства газотурбинного двигателя выполняют несколько важных для работы двигателя функций: преобразование энергии газа, выходящего из двигателя, в энергию реактивной тяги заданного направления; поддержание соответствующего режима работы турбокомпрессора; транспортировка газа в фюзеляже или мотогондоле; снижение уровня шума силовой установки; экранирование прямого инфракрасного излучения двигателя и т. п. В общем случае выходные устройства газотурбинного двигателя могут включать в себя: – затурбинный диффузор; – газоотводящее устройство (удлинительную трубу), которое подводит газ от турбины двигателя к реактивному соплу; – камеру смешения (она применяется в ТРДД со смешением потоков 1-го и 2-го контуров, чтобы максимально выровнять температуру газа перед реактивным соплом и снизить потери выходного импульса); – реактивное сопло (нерегулируемое или с системами регулирования и охлаждения); – реверсивное устройство, девиатор тяги (устройство для управления вектором тяги двигателя); – шумоглушители. Назначения выходных устройств многообразны и определяются выполняемыми ими функциями. Но во всех случаях их основное назначение – эффективное преобразование с минимальными потерями располагаемого теплоперепада (потенциальной энергии газа) в кинетическую энергию направленного движения газового потока. Кроме того, на выходные устройства газотурбинных двигателей возлагается еще ряд важных задач: участие в обеспечении необходимых законов регулирования двигателя путем управления площадью проходных сечений реактивного сопла; обеспечение минимального аэродинамического сопротивления кормовой части силовой установки; управление вектором тяги (вплоть до реверсирования); снижение уровня шума двигателя в результате уменьшения шума реактивной струи; экранирование прямого инфракрасного излучения высокотемпературных элементов газогенератора (снижение инфракрасной заметности). Многообразие функций, выполняемых выходными устройствами, а также необходимость обеспечения работы двигателя в широком диапазо249 не высот и скоростей полета привели к тому, что выходное устройство двигателя современного самолета превратилось из простого сопла в сложную систему, степень совершенства которой в значительной мере определяет летно-технические характеристики летательных аппаратов, особенно сверхзвуковых и маневренных самолетов. Выходные устройства газотурбинных двигателей работают в тяжелых условиях: – высокие температуры газа (в нефорсированных двигателях температура газа на выходе из турбины составляет 1 000…1 200 К, а при включении форсажа газ подходит к соплу при температуре 2 100…2 200 К; – большие скорости газового потока (скорость истечения из сопла в нефорсированном двигателе составляет 600…750 м/с, а при включении форсажа достигает 1 100 м/с); – химически активная газовая среда, так как в высокотемпературном газе, выходящем из турбины, содержится достаточно большое количество кислорода, который не участвовал в сжигании керосина в основной камере сгорания; – значительная неравномерность полей температур, скоростей и давлений газа как по длине канала, так и по окружности. К выходным устройствам газотурбинных двигателей предъявляются следующие требования: – минимальные потери эффективной тяги во всем эксплуатационном диапазоне высот и скоростей полета; – минимальные потери тепла через стенки и минимальный нагрев элементов конструкции летательного аппарата; – надежная работа в химически активной, высокотемпературной газовой среде; – малые масса и габариты (не более 4…10 % от массы двигателя). 7.2. Конструкция элементов выхлопных устройств Наиболее простое выходное устройство ТРД состоит из обтекателя диска турбины и нерегулируемого конического насадка. Обтекатель диска турбины предотвращает внезапное расширение потока и вихреобразование за турбиной, а также защищает диск турбины от нагрева горячим газом. Угол внутреннего конуса у вершины составляет 35…50º. Этот конус соединен с наружным корпусом радиальными стойками или стержнями, закрытыми от перегрева обтекателями. Стойки, соединяющие обтекатель диска с корпусом, охлаждаются воздухом, их конструкция допускает свободное температурное расширение соединяемых элементов. Если газ за турбиной имеет неосевой выход, то обтекатели стоек выполняют закрученными для спрямления потока и снижения гидравлических потерь в остальных частях выходного устройства. 250 Иногда из условий компоновки двигателя на самолете в конструкцию выходного устройства включается газоотводящая удлинительная труба (рис. 7.1), выполненная сваркой из жаропрочной листовой стали. Для снижения гидравлических потерь ее диаметр выбирают таким, чтобы скорость газа в ней не превышала 150…200 м/с. Рис. 7.1. Газоотводящая труба и нерегулируемое сопло ГТД: 1 – диск турбины; 2 – обтекатель диска турбины; 3 – стойка; 4 – удлинительная труба; 5 – конический насадок Крепление удлинительной трубы к газогенератору должно допускать возможность небольших перемещений для компенсации погрешностей изготовления двигателя и планера, а также для снижения нагрузок при деформациях фюзеляжа или мотогондолы двигателя. На рис. 7.2 показаны варианты конструкции фланцев крепления удлинительной трубы. а б Рис. 7.2. Способы крепления удлинительной трубы сферическим кольцом (а) и сферическим фланцем (б): 1 – корпус двигателя; 2 – сферический фланец; 3 – соединительная планка; 4 – сферическое кольцо По заднему поясу крепления удлинительная труба подвешивается с помощью роликов с эксцентриками, которые могут перемещаться по направляющим швеллерам при тепловых деформациях трубы и всего двигателя. Для уменьшения нагрева элементов конструкции планера удлинительную трубу покрывают теплоизоляцией и экраном, под которым проходит охлаждающий воздух. В выходном устройстве ТВД (рис. 7.3) не происходит существенного преобразования параметров газового потока, так как основная тяга в ТВД 251 создается винтом, а на долю реактивной составляющей приходится всего 5…15 %. В ТВД выпускная система выполняет функцию отвода газа без его существенного расширения. Скорость истечения газа при этом получается значительно ниже, чем в ТРД. Поэтому из условий компоновки двигателя допускается отвод газа под небольшим углом к линии полета (до 20º). а б Рис. 7.3. Выходные устройства турбовинтовых двигателей: а – одновального ТВД; б – ТВД со свободной турбиной В вертолетных ГТД отвод газа от двигателя выполняется с поворотом потока в сторону (рис. 7.4). Рис. 7.4. Выходное устройство вертолетного ГТД: 1 – кожух вала; 2 – выходной вал турбины; 3 – выхлопной патрубок В таких двигателях обеспечивают максимальное срабатывание теплоперепада газа на свободной турбине, поэтому за свободной турбиной иногда давление газа меньше атмосферного. Для того чтобы отвести газ от двигателя с небольшой скоростью 80…90 м/с (тягу струя газа не создает), выхлопной патрубок приходится делать не сужающимся, а расширяющимся. 252 Камера смешения необходима в ТРДД для перемешивания за турбиной потока газа из первого контура и воздуха из второго контура. На входе в камеру устанавливается смеситель, который разделяет воздушный и газовый потоки на отдельные струи малого диаметра, в результате чего их турбулентное перемешивание происходит на коротком участке. Смесители выполняют осевыми или радиальными (рис. 7.5). На рис. 7.5 изображены схема и внешний вид осевого (лепесткового) смесителя ТРДД Д-30КП/КУ, а на рис. 7.6 показана схема радиального смесителя ТРДДФ РД-33. а Рис. 7.5. Осевой смеситель: а – схема; б – внешний вид б II I Рис. 7.6. Радиальный смеситель Важнейшим параметром, во многом определяющим выбор наиболее подходящего типа сопла, а также характеризующим режим работы сопла, является располагаемая степень понижения давления – отношение полР* ного давления на входе в сопло к давлению окружающей среды: с Т . РН Для ТРД при К 10…15 и Т Г * 1 400…1 500 К она составляет: с 6…8 при М = 1; с 25…35 при М = 3. Преобразование потенциальной энергии потока (давления) в кинетическую (скорость) сопровождается расширением газа. Чтобы получить направленное движение газа по оси двигателя, необходимо обеспечить его расширение в сопле до атмосферного давления (полное расширение). Для этого соплу придают соответствующую форму (рис. 7.7). 253 а б Рис. 7.7. Профили дозвукового (а) и сверхзвукового (б) реактивных сопел В реальном сопле скорость истечения С с несколько меньше теоретически возможной С с ад из-за потерь. Это уменьшение характеризуется коэффициентом скорости с = С с / С с ад , который для современных сопел составляет 0,97…0,99. Минимальными донными потерями обладает сопло, работающее на режиме полного расширения, когда на срезе сопла р с = р Н . На режимах недорасширения и перерасширения появляется уменьшение тяги двигателя (рис. 7.8). Увеличив сверхзвуковую часть сопла при режиме недорасширения (р с р Н ) или уменьшив ее при режиме перерасширения (р с р Н ), можно получить прибавку в тяге. а б Рис. 7.8. Работа сопла на режимах недорасширения (а) и перерасширения (б) Потери при работе сопла на нерасчетных режимах определяются также течением газа за соплом. Например, при перерасширении газа поток за соплом сжимается до давления рН , при этом в ядре потока возникает скачок уплотнения, давление за ним возрастает, поток расширяется и процесс продолжается с затуханием (рис. 7.9). Рис. 7.9. Образование скачков уплотнения при работе сопла в режиме перерасширения 254 При работе сопла с недорасширением газ резко расширяется за срезом сопла, переводя часть теплосодержания в радиальную тягу (рис. 7.10). Если сопло обдувается сверхзвуковым потоком, то на границе струи возникает скачок уплотнения. Затем струя сжимается и далее процесс аналогичен предыдущему случаю. Рис. 7.10. Образование скачков уплотнения при работе сопла в режиме недорасширения Таким образом, сопло, работающее на нерасчетном режиме, ухудшает характеристики двигателя. Для обеспечения эффективной работы двигателя на всех его эксплуатационных режимах и при всех условиях полета самолета применяется регулирование как дозвуковых, так и сверхзвуковых сопел. Регулируемое сопло также позволяет ускорить и облегчить запуск двигателя, увеличить запас устойчивости компрессора, получить минимальный расход топлива на крейсерских режимах, обеспечить неизменность работы турбокомпрессора двигателя на форсированных и нефорсированных режимах. Сопло регулируется путем изменения его выходного сечения (для сверхзвуковых сопел – двух сечений: критического и на срезе сопла), что может выполняться тремя способами: - поворотом вокруг закрепленных на корпусе шарниров специальных пластин – створок, образующих подвижный венец круглого сечения; разновидностью створчатого сопла является плоское сопло прямоугольного сечения, образованное двумя горизонтальными и двумя вертикальными плоскими пластинами; - осевым перемещением центрального специально спрофилированного тела; - пневматическим изменением проходного сечения с помощью струи сжатого воздуха, подаваемой в выходное сечение и создающей «жидкий» контур сопла. 7.3. Конструкция реактивных сопел ТРД и ТРДД В зависимости от скорости полета самолета и скорости истечения газов находят применение суживающиеся дозвуковые сопла и сверхзвуковые сопла. Эти сопла могут быть нерегулируемыми и регулируемыми. 255 Нерегулируемые дозвуковые сопла выполняют с углом не более 10…12 и отношением длины сопла к его диаметру L c /D c 0,15…0,4 (рис. 7.11). а б Рис. 7.11. Схема нерегулируемого дозвукового сопла – конического насадка (а), внешний вид сопла ТРДД АИ-25 (б) Выходное сечение сопла выполняется круглым, иногда – эллиптическим. Жесткость конструкции повышают приваркой профилированных колец к выходной кромке или ее отбортовкой. Регулируемые дозвуковые сопла Регулирование выходного сечения сопла позволяет поддерживать оптимальным режим работы турбокомпрессора, облегчать запуск двигателя, получать наиболее экономичные дроссельные режимы. Сопло выполняется из отдельных створок, шарнирно закрепленных во входном сечении. Площадь выходного сечения можно изменять с помощью силового кольца с гидроцилиндром (рис. 7.12). Рис. 7.12. Регулируемое створчатое однорядное сопло Закон изменения выходной площади определяется профилированным кулачком. Герметичность обеспечивается пазовым соединением или надстворками. Число створок в выполненных конструкциях z = 6…36. С увеличением числа створок форма поперечного сечения приближается к круглой. Створки охлаждаются воздухом. 256 Сверхзвуковое сопло с центральным телом является соплом с аэродинамическим регулированием. Различают сопла с внешним расширением и комбинированные (с частично внутренним и частично внешним расширением). Регулирование выполняется осевым перемещением центрального тела (рис. 7.13). Несмотря на относительную простоту конструкции, сопла с центральным телом не нашли широкого применения из-за трудности охлаждения центрального тела и механизма его перемещения. бб а Рис. 7.13. Регулируемые сопла с центральным телом: а – с внешним расширением; б – комбинированное Эжекторное сопло представляет собой створчатое однорядное сопло с установленными над ним эжекторными створками (рис. 7.14). Такая конструкция позволяет заменить жесткую стенку сверхзвуковой части сопла жидкой границей, образованной струей вторичного воздуха из-под эжекторных створок. Рис. 7.14. Эжекторное сопло Эжекторное сопло было изобретено русским инженером Ф. Р. Гешвендом в 1887 году. Наличие большого количества эжектируемого холодного воздуха и простота регулирования делают эжекторное сопло пригодным для применения на двигателях с форсажной камерой (ТРДФ Р15Б на самолете МиГ-25). Эжекторные створки можно выполнять флюгерными (без механического привода), тогда они будут сами устанавливаться в потоке под действием перепада давлений р с и р н (двухвальный ТРДФ Р-29 на самолете МиГ-23). Створчатое двухрядное сопло представляет собой регулируемое суживающееся-расширяющееся сопло (сопло Лаваля). Оно имеет два венца створок – дозвуковые, шарнирно закрепленные во входном сечении, и сверхзвуковые, шарнирно подвешенные на дозвуковых (рис. 7.15). 257 Рис. 7.15. Створчатое двухрядное всережимное регулируемое сопло Перестановка сверхзвуковых створок может выполняться принудительно специальными тягами (ТРДФ АЛ-21Ф на самолетах Су-17 и Су-24) или установкой их во флюгерное положение под действием перепада давлений (ТРДДФ РД-33 на самолете МиГ-29). Более сложной, но и более универсальной является схема створчатого двухрядного сопла с эжектором (рис. 7.16). Оно называется соплом с разрывом газодинамического контура в критическом сечении. При малых скоростях истечения сопло работает как эжекторное, а с увеличением скорости истечения к дозвуковой створке пристыковывается сверхзвуковая створка. кр кр а б Рис. 7.16. Эжекторное сопло с разрывом газодинамического контура в критическом сечении: а – малые скорости полета; б – сверхзвуковые скорости полета Силовой привод регулируемого сопла состоит из нескольких силовых гидроцилиндров и механизма перестановки створок. Силовые цилиндры выполняются двух-, трехпозиционными или всережимными. Узлы крепления гидроцилиндров размещают как можно ближе к поясу шарнирной подвески створок, чтобы исключить влияние осевых температурных деформаций на площадь сопла. В качестве рабочего тела в цилиндрах используется керосин с давлением 15…20 МПа. Для уменьшения нагрева керосина цилиндры выполняют проточными, теплоизолируют их асбестом и защищают теплоотражательными экранами. Для исключения перекосов оси сопла перемещения поршней силовых цилиндров синхронизируются. Для этого используется гидравлическая (клапан постоянного расхода на сливе из цилиндра), электрогидрав258 лическая (электроуправляемый клапан слива) или механическая (соединение штоков поршней гибкими валами и червячными парами или параллелограммные механизмы) синхронизация. Механизм перестановки передает на створки усилия от гидроцилиндров, преобразуя с помощью силового кольца поступательные движения штоков поршней в угловые перемещения створок. В приводе от силового кольца применяют кулачковые механизмы или шарнирные многозвенники. Дальнейшее развитие сопел всех рассмотренных схем идет по пути более полной интеграции их с самолетом. Так появились различные варианты плоских сопел для многорежимных маневренных самолетов. Схема плоского сопла принципиально схеме осесимметричного сопла (рис. 7.17). Рис. 7.17. Работа плоского сопла на различных режимах На рис. 7.18 представлена конструктивная разработка плоского регулируемого сопла. Рис. 7.18. Регулируемое плоское сопло адаптивного двигателя ADVENT 259 К достоинствам плоских сопел следует отнести простоту конструктивной реализации большого числа функций (управление вектором тяги, реверсирование), хорошее аэродинамическое согласование истекающей реактивной струи с обтеканием хвостовой части самолета, улучшение взлетно-посадочных характеристик самолета благодаря возможности создания вертикальной составляющей тяги. Важнейшими недостатками такого сопла являются более высокая масса, чем аналогичных осесимметричных сопел, более высокий уровень потерь и трудность охлаждения больших плоских панелей. 7.4. Реверсивные и девиаторные устройства Реверсирование тяги выполняется для торможения самолета при посадке и маневрирования самолета при рулении. Рассматриваются варианты использования реверсирования тяги для маневренных самолетов и для маневрирования в воздухе. Реверсивное устройство было впервые испытано в 1948 г. на двигателях РД-45 и РД-10. Основным параметром реверсивного устройства является коэффициент реверсирования – отношение тяги с реверсивным устройством к тяге без такого устройства: 1 КР РР 1. Р В настоящее время достигнутый уровень коэффициента реверсирования составляет К Р -0,85…-0,90 на стенде. При повороте потока газа на 120…140 К Р -0,5…-0,6. К конструкции реверсивного устройства предъявляются следующие требования: - неизменность работы турбокомпрессора двигателя при включении и выключении реверса; - минимальные потери положительной тяги при выключенном реверсе; - исключение попадания горячих газов на вход в двигатель и на конструкцию летательного аппарата; - быстрое (за 1–2 с) изменение направления вектора тяги; - синхронность работы при реверсировании нескольких двигателей. Существует множество схем реверсивных устройств, но в настоящее время реализованы две схемы: - с поворотом потока до выходного сопла (рис. 7.19) – реверсивное устройство ковшового типа; - с поворотом потока за выходным соплом (рис. 7.20). 260 Реверс выключен Реверс включен Рис. 7.19. Реверсивное устройство с поворотом потока до сопла Реверс выключен Реверс включен Рис. 7.20. Реверсивное устройство с поворотом потока за соплом: 1 – балка силовая; 2, 3 – корпус; 4 – сопло; 5 – створки; 6, 7 – рычаги; 8 – обтекатель; 9 – противопожарная перегородка Первая схема конструктивно более сложная, требует специальных решеток с лопатками для поворота потока и уплотнений между ковшами, перекрывающими поток, и газоотводящей трубой, но перестановочное усилие сравнительно невелико (используются пневмоцилиндры). Во второй схеме створки, поворачивающие поток, представляют собой элементы капота. Эта схема имеет повышенные потери отрицательной тяги из-за поворота высокоскоростного газового потока, а створки должны иметь высокую прочность и жесткость, так как нагрузки на них значительно выше, чем в предыдущей схеме. В ТРДД с большой степенью двухконтурности без смешения потоков реверсивное устройство устанавливается во втором контуре. При включении реверса проходное сечение второго контура перекрывается дроссельными заслонками, а отклоненный поток воздуха разворачивается и выводится из контура отклоняющими решетками (рис. 7.21). 261 Рис. 7.21. Реверсирование ТРДД с большой степенью двухконтурности Девиаторы тяги применяются на самолетах с вертикальным или укороченным взлетом-посадкой и на маневренных самолетах Они служат для создания вертикальной составляющей силы тяги и для управления вектором тяги двигателя при маневре самолета. Различают девиаторы, конструктивно не зависящие от основного сопла, – девиаторы тяги с дополнительными соплами и дроссельными заслонками, а также девиаторы, объединенные с основным соплом, – девиаторы тяги с поворотными соплами (рис. 7.22). а б Рис. 7.22. Девиаторы тяги: а – с дополнительными соплами и дроссельными заслонками; б – с поворотными соплами 262 На рис. 7.23 представлен вид девиаторов тяги подъемно-маршевого двигателя «Пегас». Рис. 7.23. Система управления соплами ТРДД «Пегас»: 1 – переднее сопло; 2 – промежуточная цепная передача; 3 – заднее сопло; 4 – универсальный шарнир; 5 – задняя коническая передача; 6, 7 – валики продольной передачи; 8 – валики поперечной передачи На рис. 7.24 показана компоновка силовой установки самолета укороченного вертикального взлета-посадки (СУВВП) F-35 фирмы Lockheed Martin с подъемно-маршевым двигателем и подъемным вентилятором. Рис. 7.24. Силовая установка СУВВП с двигателем F135 американской компании Pratt & Whitney: 1 – подъемный вентилятор; 2 – муфта; 3 – трансмиссия; 4 – рукава отбора воздуха в систему стабилизации самолета; 5 – подъемно-маршевый двигатель; 6 – поворотное сопло в положении вертикальной тяги В настоящее время разработаны и широко используются два способа поворота сопла: «сфера в сфере» (рис. 7.25) и индивидуальный механический привод всех створок сопла (рис. 7.26). 263 а б Рис. 7.25. Схема (а) и внешний вид (б) поворотного сопла ТРДДФ АЛ-31ФП: 1 – неподвижный корпус; 2 – подвижный корпус; 3 – оси; 4 – сферическое кольцо; 5 – уплотнительное кольцо; 6 – корпус сопла; 7 – гидроцилиндры управления вектором тяги; 8 – дозвуковые створки; 9 – сверхзвуковые створки; 10 – наружные створки; 11 – направляющие сверхзвуковых створок; 12 – пневмоцилиндры управления выходным сечением; 13 – гидроцилиндры управления критическим сечением Рис. 7.26. Схема сопла КЛИВТ (КЛИмовский Вектор Тяги): 1 – дозвуковые створки; 2 – гидроцилиндры регулирования критического сечения; 3 – управляющее кольцо; 4 – гидроцилиндры управления вектором тяги; 5 – сверхзвуковые створки; 6 – тяги привода сверхзвуковой части 264 Девиаторы тяги располагают на двигателе так, чтобы вектор тяги двигателя с включенными девиаторами проходил через центр масс самолета. 7.5. Силовая установка как источник шума и вибрации Современный авиационный двигатель является сложной тепловой машиной и состоит из большого числа связанных между собой систем, устройств и деталей. Такая сложность конструкции вызывает, с одной стороны, предрасположенность к возникновению отдельных вибрационных параметров в двигателе или вибраций в отдельных узлах и системах, а с другой – возможность влияния колебаний в одних системах на работу других систем и узлов и возбуждения многочастотных колебаний в двигателе. Эти колебания передаются через узлы крепления двигателя на самолет, вызывая в его конструкции дополнительные знакопеременные напряжения, что может привести к усталостным разрушениям элементов самолета. Вибрации неблагоприятно сказываются и на работе экипажа, комфорте пассажиров, могут привести к отказам автоматики самолета и двигателя. Силовая установка генерирует и широкополосный шум, который также может вызвать колебания как в элементах двигателя, так и в конструкции летательного аппарата, что вредно и с прочностной, и с коммерческой точек зрения. Из-за акустических колебаний на сверхзвуковых самолетах отмечалось разрушение крыльевых топливных баков, что заставило, например, КБ им. А. И. Микояна проводить испытания самолетов МИГ-31, подвергая образцы «шумовой» акустической нагрузке от мощных динамиков. Вибрация двигателя как реакция системы на действие периодических возмущающих сил характеризуется спектром с комбинированной структурой (рис. 7.27), представляющим собой композицию широкополосного виброшума (фона) и линейчатого спектра (гармонических составляющих на ряде частот f i ). Рис. 7.27. Спектральный состав шумов и вибраций ГТД 265 Основным источником шумов силовой установки являются аэродинамические возмущающие факторы, а гармонической составляющей – факторы, связанные с вращением деталей двигателя. Для авиационного ГТД характерны несколько видов источников возникновения вибрации: - роторная вибрация; - вибрация аэродинамического происхождения; - вибрация, возбуждаемая процессами, происходящими в газовоздушном тракте; - вибрация, возбуждаемая редукторами и зубчатыми передачами; - вибрация подшипниковых узлов; - колебания лопаток и дисков компрессоров и турбин, а также оболочек (корпусов компрессоров, турбин, камеры сгорания, сопла и т. п.). Достаточно сильными являются вибрации аэродинамического происхождения. Их источником являются лопаточные узлы: винт, вентилятор, компрессор, турбина. Эта вибрация обусловлена двумя причинами: - неидентичностью аэродинамических характеристик лопастей винта, лопаток вентилятора, компрессора, турбины; - неравномерностью воздушного (газового) потока, обтекающего лопасть (лопатку). Неидентичность характеристик лопастей (лопаток) дает разные силы тяги и аэродинамического сопротивления. В результате суммирования этих сил кроме силы тяги возникают неуравновешенный аэродинамический момент и неуравновешенная аэродинамическая сила, приложенные к валу. Их суммарное воздействие возбуждает вибрацию двигателя с частотой вращения. В реальных условиях винт (вентилятор) вращается в неравномерном воздушном потоке, обусловленном аэродинамическими препятствиями – крылом, фюзеляжем, силовыми стойками корпуса двигателя и т. п. В этом случае возбуждается вибрация с частотами , кратными числу лопастей (лопаток) z : f i z nвинта . Общий диапазон этих вибраций достаточно широк. Например, для четырехлопастного винта и восьми гармоник он составляет от 10 до 160 Гц. Вибрация этого типа является также полигармонической. Менее интенсивной, но тоже достаточно опасной является вибрация, возбуждаемая процессами в газовоздушном тракте. Эта вибрация не связана жестко с частотой вращения ротора и имеет широкий диапазон частот – от (0,3…0,6) n рот . сек до 500…5 000 Гц. Причинами такой вибрации являются вращающийся срыв в компрессоре, вибрационное горение в камере сгорания, акустические колебания объемов газа. 266 При неблагоприятных условиях интенсивность вибраций, вызванных процессами в газовоздушном тракте, может превышать интенсивность роторных вибраций. Источники акустического шума двигателя, как правило, аэродинамические. Среди них наиболее интенсивными являются шумы винта (вентилятора), компрессора, камеры сгорания, турбины, реактивной струи. Шумы лопаточных машин (винта, вентилятора, компрессора и турбины) имеют сплошной спектр с многочисленными дискретными составляющими (рис. 7.28). Рис. 7.28. Интенсивность шума лопаточных машин ГТД Шум со сплошным спектром возбуждается турбулентностью потока вблизи границ обтекания лопастей (лопаток), вихреобразованием вблизи задней кромки профиля лопатки, случайной неоднородностью потока на входе в рабочее колесо (неоднородность температуры и плотности воздуха – «воздушная яма»; стрельба из бортового оружия, пуски ракет и т. п.). В многоступенчатой лопаточной машине эти процессы усложняются из-за многократного отражения дискретного шума. Входное устройство генерирует шум при взаимодействии турбулентной струи со стенками воздухозаборника и обтекании стоек и срыве с них потока (рис. 7.29). Рис. 7.29. Возникновение срывов при обтекании силовых стоек и лопаток Частоту шума при срыве со стоек и лопаток можно рассчитать по формуле 267 21,2 W f 0,2121 , Re d где Re – число Рейнольдса; W – относительная скорость потока; d – характерный диаметр. Характерный эквивалентный диаметр для профилей сечений стоек и лопаток определяется формулой 2,8bδ d . π Шумы в выходных устройствах возникают при смешении истекающей газовой струи с окружающим воздухом (рис. 7.30). Рис. 7.30. К образованию шума реактивной струи Интенсивность шума зависит от диаметра истекающей струи (диаметра реактивного сопла) и ее скорости. Акустическая мощность дозвуковой струи W, Вт, может быть определена по формуле W k Cc8 d c2 a5 , где k ~ (0,3…2,0) 10-4 – экспериментальная постоянная; d c – диаметр среза сопла; Cc – средняя скорость истечения газа; a – скорость звука. Частотный диапазон такого шума достаточно широк – до 50…100 кГц, максимум мощности в зависимости от скорости истечения струи приходится на диапазон частот от 1,5 до 15,0 кГц. При нормальной работе камера сгорания генерирует широкополосный шум, вызванный вихрями в зоне обратных токов. На нерасчетных режимах к этому шуму добавляются составляющие от колебаний столба газа, возникающих при вибрационном горении, автоколебаниях, неравномерной подаче топлива. Акустический шум двигателя распространяется непосредственно в воздушной среде в основном в переднем секторе со стороны входа в двигатель и в заднем – за реактивным соплом (рис. 7.31). Распространение шума через конструкцию в стороны от двигателя связано с частичным отражением и поглощением звуковых волн элементами конструкции (корпусом двигателя, вторым контуром, мотогондолой). 268 Раздражающее воздействие авиационного шума на человека зависит в основном от частотных характеристик и времени воздействия шума. Рис. 7.31. Распространение шума двигателя Для оценки авиационного шума обычно применяют критерии: уровни воспринимаемого шума (PNL в PN дБ) и эффективные уровни воспринимаемого шума (EPNL в EPN дБ). Наиболее неприятным для человека является шум в диапазоне частот 3 000…5 000 Гц. Система PNL позволяет оценить одним числом раздражающее действие шума с учетом его частотного состава, а система EPNL учитывает кроме этого продолжительность воздействия шума. Шумовые характеристики двигателя на самолете можно оценивать расчетным путем, но чаще используют приемы измерения с помощью шумомеров с фильтрами А, В, С и D. Характеристика А в наибольшей степени приближает измерение акустического шума к восприятию звука человеком. Характеристика В более расширена в область низких частот. Характеристика С сглаживает зависимость уровня акустического сигнала от частот в области слышимых частот. Частотная коррекция с помощью характеристики D предназначена для измерений шума авиационных двигателей. Например, уровень воспринимаемого шума при использовании фильтра А составляет PNL = L А + 13 дБ, при применении фильтра D – PNL = L D + 7 дБ и т. д. Мерой продолжительности воздействия самолетного шума является время звучания шума от максимального уровня до уровня на 10 PN дБ ниже максимального значения. Уровни шума регламентируются национальными стандартами или международным стандартом ИКАО в зависимости от взлетной массы са269 молета, числа двигателей, тяги двигателей на взлетном режиме и т. п. Нормы, приведенные в этих стандартах, близки, однако следует отметить, что требования наших отечественных стандартов несколько жестче, чем стандарта ИКАО или, например, американского стандарта FAR. Шум двигателей на самолете оценивается как по национальным стандартам, так и по нормам ИКАО, в трех контрольных точках (рис. 7.32). Рис. 7.32. Контрольные точки измерения шума самолета По отечественным стандартам эти точки расположены: 1) на расстоянии 650 м сбоку от оси ВПП; 2) на расстоянии 6 500 м от начала разбега самолета в сторону взлета; 3) на расстоянии 2 000 м от посадочного торца ВПП. Нормируемые уровни шума в зависимости от взлетной массы самолета составляют по стандарту ИКАО: – на взлете (измерение в точке 1) – 95…105 дБ; – при наборе высоты (измерение в точке 2) – 90…100 дБ; – при снижении самолета (измерение в точке 3) – 95…105 дБ. В стандартах приводятся рабочие методики для расчетов, измерений, обработки экспериментальных данных, в том числе и для сверхзвуковых транспортных и пассажирских самолетов, а также рекомендации по эксплуатации старых самолетов, не удовлетворяющих современным требованиям по уровню шума двигателей. Следует отметить тенденцию ужесточения действующих нормативных требований по шуму для вновь разрабатываемых двигателей и самолетов (снижение на величину от 4 до 10 EPN дБ). Принципиально важным является и решение ИКАО о модернизации в целях снижения шума самолетов, находящихся в эксплуатации. В настоящее время предметом исследований стали вопросы снижения и нормирования шума от вспомогательных силовых установок (ВСУ). ВСУ представляют собой достаточно мощный источник высокочастотного шума. Для них устанавливается два вида норм: 270 - нормы для защиты обслуживающего персонала и лиц, работающих в непосредственной близости от летательного аппарата; - дополнительные нормы для определения зон воздействия на население, проживающее вблизи аэродрома. Принято, что в местах, где обычно находится обслуживающий персонал (багажные люки, двери, трап и т. п.), уровень шума ВСУ не должен превышать 85 дБ, в остальных точках на расстоянии 20 м от оси самолета – не более 90 дБ. Проблема снижения шума самолета должна решаться комплексно, с учетом взаимосвязи элементов системы «конструкция самолета и двигателя – аэропорт – условия эксплуатации». Поэтому для снижения уровня шума используется комплекс строительно-планировочных мероприятий: планирование направлений взлетных полос аэропорта; ограничение застроек вблизи аэропорта; изменение трасс пролета самолета над населенными пунктами и т. п. Важную роль в этом вопросе играют рациональная организация воздушного движения и специальные приемы пилотирования: большой градиент набора высоты при взлете самолета; увеличение угла глиссады с оптимизацией профиля снижения при посадке; дросселирование двигателей на взлете; полет в зоне ожидания на пониженных режимах работы двигателей; более поздний выпуск шасси и полное отклонение закрылков при посадке; отворот после взлета и т. п. Поскольку основным источником шума самолета является его двигатель, основные мероприятия по снижению уровня шума должны быть связаны именно с его совершенствованием. Достаточно просто решается проблема снижения шума двигателя при его опробовании на аэродроме. Для этого рассчитывают ориентацию и расположение площадок для опробования, применяют аэродромные глушители, экранирующие ограждения, совершенствуют методы контроля состояния двигателя, что позволяет сократить время гонки, но основными все-таки являются конструктивные мероприятия, направленные на снижение шума двигателя. К ним, в первую очередь, относится выбор основных параметров рабочего процесса и программы регулирования. К основным параметрам рабочего процесса относятся: степень двухконтурности двигателя; суммарная степень повышения давления в компрессоре; температура газа перед турбиной; степень повышения давления в вентиляторе; окружная скорость на наружном диаметре первой ступени вентилятора (компрессора низкого давления). Для создания малошумного двигателя целесообразно выбирать высокую степень двухконтурности (m = 4…8), сочетая ее с умеренными значениями окружной скорости ( u = 330…350 м/с). Двигатели с высокой степенью двухконтурности наиболее эффективны при больших степенях подогрева, т. е. при высокой температуре газа перед турбиной, но увеличение температуры газа приводит к высокой скорости истечения реактивной струи, т. е. к повышению шума струи (увеличение температуры газа на 100 ºС приводит к возраста271 нию шума струи за 3…5 дБ). Поэтому рекомендуемой температурой газа перед турбиной для малошумного двигателя является * Т Г = 1 350…1 400 К. Обеспечение высокой экономичности двухконтурного ТРД требует большой степени повышения давления в цикле (оптимальные степени повышения давления, при которых обеспечивается минимальный расход топлива, достигают 30…40). Связь акустических характеристик со степенью повышения давления в компрессоре проявляется через ее влияние на скорость истечения и плотность газового потока на срезе сопла, а также на окружную скорость и нагрузку ступеней компрессора. Для малошумного двигателя целесообразно ограничиться *K 20…30. Как видно из рассмотрения значений основных параметров, задача создания легкого, экономичного и малошумного двигателя не может быть решена однозначно, а требует компромиссных решений. Для снижения уровня шума двигателя применяется и ряд специальных конструкторских решений, в частности, обеспечение безотрывного течения в воздухозаборнике, увеличение осевых зазоров между подвижными и неподвижными элементами проточной части, оптимальное количество лопаток направляющих аппаратов компрессора и сопловых аппаратов турбины, применение одноступенчатого вентилятора без входного направляющего аппарата, оптимальное профилирование выходного канала. Как для разработки новых двигателей, так и для модернизации существующих двигателей с высоким уровнем шума широкое применение нашли акустическая обработка элементов силовой установки (шумоглушащие панели на элементах мотогондолы и статора двигателя) и применение шумоглушителей в выходных устройствах. Принцип работы такого шумоглушителя состоит в замене реактивного сопла большого диаметра набором эквивалентных по площади сопел малого диаметра (рис. 7.33). а б Рис. 7.33. Принцип работы (а) и вид (б) шумоглушащих сопел Естественно, применение такого реактивного сопла снижает шум двигателя на взлете, однако несколько ухудшает его экономичность в по272 лете. Поэтому в настоящее время делаются попытки применения шевронных сопел (рис. 7.34) и эжекторных шумоглушителей, а также создания шумоглушителей, убирающихся из проточной части на крейсерских режимах (рис. 7.35). Рис. 7.34. Шевронное сопло ТРДД фирмы Rolls-Royce а б в Рис. 7.35. Реверс-шумоглушитель SNECMA: а – взлетный режим, шумоглушение; б – крейсерский режим; в – посадка, реверсирование тяги (1, 2 – потоки внешнего и внутреннего воздуха; 3 – крепление механизма перемещения решеток лопаток и сопла; 4 – гайка механизма; 5 – ходовой винт; 6 – решетка лопаток реверса; 7 – сопло; 8 – створки реверса; 9 – рычаг перемещения створок; 10 – стержни перемещения центрального тела; 11 – пневматический цилиндр привода лопаток шумоглушителя; 12 – тяги; 13 – лопатка) К сожалению, уменьшение уровня шума двигателя приводит к некоторому ухудшению стоимостных и эксплуатационных характеристик всего самолета. Так, например, для самолета со взлетной массой 78 т, имевшего на взлете и наборе высоты уровень шума 100,4…101,2 дБ, а при снижении и посадке – 108,2…109,9 дБ, уменьшение уровня шума при взлете до 90,5…92,5 дБ, а при снижении и заходе на посадку – до 96,0…97,5 дБ, обошлось увеличением взлетной массы самолета почти на 2 000 кг, 273 уменьшением дальности полета на 510 км (на 17,5 %) и увеличением стоимости одного самолета на 800 тыс. дол. 7.6. Устройства для снижения инфракрасного излучения В современных средствах обнаружения воздушных целей наряду с электронными и оптическими системами, в которых используется радиолокационная и лазерная техника, широкое распространение получили системы на основе излучения двигателя в инфракрасной области спектра, что делает летательный аппарат с ГТД весьма уязвимым для ракет с тепловыми головками самонаведения. Основными элементами ГТД, определяющими интенсивность его теплового излучения, являются: - лопатки последней ступени газовой турбины; - внутренние поверхности и конструктивные элементы форсажной камеры и реактивного сопла, расположенные в газовом тракте; - струя высокотемпературного газа, выходящего из сопла. Снижение инфракрасной заметности двигателя может быть достигнуто несколькими методами, реализуемыми в выходных устройствах: - экранированием прямого ИК-излучения горячих элементов двигателя (лопаток турбины, стоек выходного канала и др.) с помощью охлаждаемого центрального тела с криволинейным выходным каналом; - смешиванием выходного газового потока с холодным наружным воздухом (для ТРДФ на нефорсированных режимах) или с воздухом из второго контура (для ТРДД); - заградительным охлаждением воздушной пленкой до температуры, близкой к температуре поверхности летательного аппарата, видимых со стороны сопла нагретых поверхностей тракта двигателя; - покрытием нагретых внутренних и внешних поверхностей выходного устройства материалами с низкой излучательной способностью. На рис. 7.36 изображена схема выходного устройства с системой снижения уровня ИК-излучения, а на рис. 7.37 – выходное устройство с гашением ИК-излучения. Рис. 7.36. Выходное устройство ГТД с пониженным уровнем ИК-излучения: 1 – лопатка турбины; 2 – охлаждаемые стойки; 3 – охлаждаемое центральное тело; 4 – охлаждаемая наружная обечайка 274 а б Рис. 7.37. Выходное устройство с гашением инфракрасного излучения ТРД Р-195 самолета-штурмовика Су-25: а – продольный разрез; б – внешний вид Эффективно снизить ИК-излучение на нефорсированных режимах позволяет применение плоских сопел за счет экранирования горячих элементов тракта двигателя и интенсивного смешения выходного плоского потока горячего газа с наружным воздухом. На рис. 7.38 показана схема ТРДД F-404-GE-402 «малозаметного» самолета. Рис. 7.38. Схема ТРДД General Electric F404-GE-F1D2 «малозаметного» самолета F-117 фирмы Lockheed 7.7. Конструкционные материалы Выбор материалов для изготовления деталей выходных устройств определяется главным образом условиями их работы и действующими нагрузками. Детали выходных устройств ГТД работают при температурах 650…900 ºС. Поэтому при рабочих температурах до 650…750 ºС их изготавливают из жаростойкой хромоникелевой стали 12Х18Н9Т или из жаростойкой хромоникелевой стали с ниобием Х18Н11Б (ЭИ-402), при более высоких температурах – из жаростойких сплавов на никелевой основе ХН78Т (ЭИ-435), ХН75МБТЮ (ЭИ-602), ХН60БТ (ЭИ-868, ВЖ-98). Для наружных экранов применяются титановые сплавы, например ОТ4-1. 275 Контрольные вопросы 1. Виды выходных устройств, их назначение и требования, предъявляемые к ним. 2. Каковы способы изменения площади проходного сечения в регулируемых реактивных соплах? 3. Как обеспечивается синхронизация перемещения механизмов управления реактивным соплом? 4. Объясните принцип действия эжекторного сопла. 5. Каковы достоинства и недостатки плоских сопел? 6. Для чего проводится реверсирование тяги? 7. Назовите источники возникновения шума и вибрации в ГТД. 8. Назовите критерии оценки авиационного шума. 9. Укажите способы борьбы с авиационным шумом. 10. Какие элементы ГТД в основном определяют интенсивность его теплового излучения? 11. Перечислите способы борьбы с тепловым излучением. Тема 8. СИЛОВЫЕ СИСТЕМЫ ГТД. ПОДШИПНИКИ РОТОРОВ ГТД Силовая система ГТД – это совокупность соединенных между собой деталей ГТД, воспринимающая и передающая нагрузки, действующие на элементы конструкции. Силовая система ГТД включает в себя силовые системы статора (корпуса) и ротора. Обе системы взаимодействуют между собой через подшипники. 8.1. Общие сведения о силовых системах корпусов Корпусы компрессора, камеры сгорания и турбины жестко связаны между собой и образуют основной силовой каркас двигателя, в котором расположен ротор и на котором размещают узлы подвески двигателя к летательному аппарату, транспортировочные узлы, коробки приводов агрегатов. Систему силовой связи корпусов компрессора, камеры сгорания и турбины и систему крепления двигателя к летательному аппарату называют силовой системой корпуса двигателя. Основным силовым элементом корпуса ТРД обычно является задний корпус компрессора, в ТРДД – разделительный корпус компрессора. На нем расположены основные узлы крепления, передающие на летательный аппарат тягу двигателя. Силовая система корпуса ТРДД сложнее, чем ТРД из-за наличия стенок второго контура, особенно если он проходит по всей длине двигателя. 276 В ТВД в силовую систему корпуса входят также редуктор винта и лобовой картер. Силовая система корпуса воспринимает все нагрузки, действующие на двигатель, как собственные, так и от присоединенных к нему частей двигателя (ротора, входного устройства, воздушного винта, форсажной камеры, агрегатов). В различных условиях эксплуатации двигателя величина и распределение сил и моментов, нагружающих корпус, изменяется в широких пределах. Элементы корпуса работают в различных температурных условиях, иногда при значительном перепаде температур между различными точками, что вызывает в корпусе термические напряжения. Нагрев деталей корпуса приводит к их значительному расширению, которое должно быть свободным во избежание температурных деформаций, могущих вызвать коробление и растрескивание. Некоторые нагрузки изменяются циклично, вызывая вибрации корпуса. Условия работы предопределяют конструктивные особенности силовых корпусов ГТД, которые должны быть прочными при достаточной жесткости и минимальной массе, должны обладать высокой эксплуатационной и ремонтной технологичностью, обеспечивать локализацию повреждений и живучесть двигателя. 8.2. Нагрузки, действующие на силовую систему корпуса ГТД На корпус двигателя действуют нагрузки, возникающие от работы самого двигателя, и нагрузки, возникающие в результате эволюций летательного аппарата в полете. К нагрузкам, возникающим от работы двигателя, относятся: – крутящие моменты, создаваемые неподвижными лопаточными аппаратами компрессора и турбины; – осевые газодинамические силы корпуса и ротора; – радиальные газодинамические силы избыточного давления в газовоздушном тракте; – температурные нагрузки; – вибрационные нагрузки. При эволюциях летательного аппарата возникают: – массовые инерционные силы частей самого корпуса и прикрепленных к нему узлов и агрегатов; – гироскопический момент ротора, нагружающий корпус двигателя дополнительными опорными реакциями. В ТВД к этим нагрузкам добавляются массовые инерционные силы, гироскопические и реактивные моменты воздушного винта и редуктора. Некоторые нагрузки, например радиальные силы, тепловые нагрузки, замыкаются в самом корпусе, вызывая его напряженное состояние; 277 другие, например, гироскопический момент, осевые газодинамические силы, уравновешиваются в узлах подвески двигателя. Рассмотрим действие различных нагрузок на силовой корпус двигателя. Массовые силы собственных частей корпуса распределены по его объему, массовые силы присоединенных к корпусу узлов и агрегатов нагружают корпус сосредоточенными опорными реакциями. Гироскопический момент ротора нагружает корпус реакциями в опорах ротора. Массовые силы и гироскопический момент создают поперечные силы и изгибающие моменты в корпусе как в двухопорной балке. Тепловые нагрузки являются следствием неравномерного нагрева и различия коэффициентов линейного температурного напряжения соединенных частей корпуса. Радиальные силы избыточного давления в газовоздушном тракте двигателя по отношению к разным стенкам корпуса могут быть внешними (например, для кожуха вала или корпуса масляного картера) и внутренними (например, для наружного корпуса камеры сгорания). Внутреннее избыточное давление вызывает в оболочке напряжения растяжения, а внешнее избыточное давление может вызвать потерю устойчивости оболочки. Радиальные силы избыточного давления и тепловые нагрузки замыкаются на корпус двигателя и на узлы подвески не передаются. Рассмотрим, каким же образом распределяются осевые силы и крутящие моменты по корпусу, т. е. рассмотрим балансы осевых сил и крутящих моментов, действующих на силовой корпус двигателя. Суммируя осевые газодинамические силы частей корпуса и осевую газодинамическую силу, действующую на ротор ГТД и приложенную к корпусу в районе радиально-упорного подшипника (она равна разности осевых сил, действующих на роторы компрессора и турбины, и направлена по полету), получим суммарную составляющую, направленную по полету и являющуюся силой тяги двигателя. Сила тяги уравновешивается реакцией на узлах крепления двигателя к летательному апарату (рис. 8.1). Рис. 8.1. Осевые силы, передаваемые от ротора ТРД на корпус 278 Рассмотрим действие крутящих моментов на силовой корпус. При осевом входе воздуха в компрессор и осевом выходе газа из двигателя крутящие моменты, действующие на корпусы компрессора и турбины, равны и противоположно направлены (рис. 8.2). Они замыкаются на корпусе двигателя и на узлы подвески двигателя к летательному аппарату не передаются. Рис. 8.2. Крутящие моменты, возникающие на неподвижных лопатках статоров компрессора и турбины Если же выход газа из двигателя не осевой (стойки выходного устройства не полностью раскручивают поток газа за турбиной), то крутящий момент на корпусе турбины будет меньше, чем крутящий момент на корпусе компрессора (рис. 8.3). Разность крутящих моментов в этом случае передается на узлы подвески двигателя к летательному аппарату. Рис. 8.3. Эпюра крутящих моментов при раскрутке потока газа на стойках заднего корпуса турбины В ТВД крутящий момент турбины по абсолютной величине больше момента компрессора на величину момента, подводимого к выходному валу редуктора. Крутящий момент, передаваемый на воздушный винт, увеличивается пропорционально передаточному отношению редуктора (рис. 8.4). 279 Рис. 8.4. Эпюра крутящих моментов на роторе одновального ТВД Аналогичные крутящие моменты, но противоположных знаков, будут действовать на статор двигателя. Со стороны газового потока на статор ТВД действует реактивный момент, уравновешиваемый на узлах крепления двигателя к летательному аппарату. Он равен по величине моменту, вращающему винт, но обратный по знаку. Таким образом, на узлы подвески двигателя будет передаваться крутящий момент, равный разности крутящих моментов, действующих на корпусы турбины и компрессора. 8.3. Способы передачи нагрузок по элементам силовых корпусов В зависимости от типа силовой связи между корпусами турбины и компрессора различают несколько схем силовых корпусов. Схема с внутренней силовой связью (ВК-1, Walter M-701, РД-45, РД-500) (рис. 8.5). Рис. 8.5. Схема силовой системы корпуса ТРД с внутренней силовой связью: 1 – корпус компрессора; 2 – корпус переднего подшипника; 3 – корпус среднего подшипника; 4 – корпус турбины; 5 – корпус заднего подшипника; 6 – газосборник Силовая связь корпуса турбины с корпусом компрессора осуществляется с помощью корпуса вала турбины, т. е. внутренней по отношению к газовому тракту силовой связью. Корпус вала турбины нагружается усилиями и моментами корпуса турбины, выходного устройства и ротора двигателя. Эта схема является типичной для ГТД с индивидуальными камерами сгорания, которые не включаются в силовую схему корпуса, а крепятся к нему, нагружая корпус дополнительной нагрузкой. Недостаток схемы – повышенная масса корпуса, так как для получения необходимой изгибной жесткости корпуса вала при сравнительно не280 большом его диаметре приходится утолщать его стенки и устанавливать ребра жесткости. Схема с внешней силовой связью (АЛ-21Ф, ТВ2-117, ТВ3-117, Д-136 и др.) (рис. 8.6). Рис. 8.6. Схема силовой системы корпуса ТРД с внешней силовой связью: 1 – корпус компрессора; 2 – корпус переднего подшипника; 3 – корпус среднего подшипника; 4 – корпус турбины; 5 – корпус заднего подшипника; 6 – корпус камеры сгорания Силовая связь корпуса турбины с корпусом компрессора осуществляется с помощью наружного корпуса камеры сгорания, т. е. внешней по отношению к газовому тракту силовой связью. Усилия и моменты корпуса турбины, выходного устройства и ротора двигателя нагружают наружный корпус камеры, имеющий большую жесткость благодаря большому диаметру. Однако для передачи нагрузок от опоры ротора турбины на корпус в такой схеме необходимы силовые элементы, пересекающие газовый тракт, что усложняет конструкцию опоры ротора турбины и является недостатком такой схемы. Схема силового корпуса с внешней силовой связью применяется в тех случаях, когда необходимо максимально увеличить полезный объем камеры сгорания, а также при двух- или трехопорном роторе с размещением задней опоры ротора за турбиной. Схема с разветвленной (незамкнутой) двойной силовой связью (АИ-20, АИ-24, АИ-25) (рис. 8.7). Рис. 8.7. Схема силовой системы корпуса ТРД с двойной разветвленной силовой связью: 1 – корпус компрессора; 2 – корпус переднего подшипника; 3 – корпус среднего подшипника; 4 – корпус турбины; 5 – корпус заднего подшипника; 6 – корпус камеры сгорания 281 Внешняя оболочка камеры сгорания нагружается усилиями только от наружного корпуса турбины, сопловых аппаратов и выходного устройства. Усилия и моменты от ротора турбины передаются на задний корпус компрессора через корпус вала. В плоскости опоры ротора турбины силовая связь оболочек отсутствует, т. е. силовые элементы через газовый тракт не проходят. Такая силовая схема наиболее рациональна для двигателей с кольцевой камерой сгорания и достаточно большим числом ступеней турбины. Схема с замкнутой двойной силовой связью (Р11Ф-300, Р-95Ш, Р-29, АЛ-7Ф и др.) (рис. 8.8). Рис. 8.8. Схема силовой системы корпуса ТРД с двойной замкнутой силовой связью: 1 – корпус компрессора; 2 – корпус переднего подшипника; 3 – корпус среднего подшипника; 4 – корпус турбины; 5 – корпус заднего подшипника; 6 – корпус камеры сгорания; 7 – силовые спицы в сопловых лопатках; 8 – кожух вала Между корпусами турбины и компрессора и их подшипниками имеется как внешняя, так и внутренняя силовая связь. В такой схеме наиболее полно используются несущие способности оболочек. Силовая связь между внешним и внутренним силовыми контурами в плоскости опоры ротора турбины осуществляется с помощью стоек или диафрагм, расположенных в промежутках между жаровыми трубами трубчато-кольцевой камеры сгорания (Д20П, Д30, Д25В) или спицами, проходящими внутри полых лопаток соплового аппарата (Р11Ф-300). Обязательно предусматривается интенсивное охлаждение этих силовых элементов. Схема применяется достаточно широко. Крутящие моменты от сопловых аппаратов распределяются между наружной и внутренней оболочками пропорционально их жесткостям на кручение. Осевые силы должны быть примерно пропорциональны жесткостям оболочек на растяжение, а изгибающие моменты и перерезывающие силы распределяются между оболочками таким образом, чтобы прогибы и углы поворота на концах оболочек были равными. В силовых схемах корпусов ТВД обычно применяется одна из перечисленных схем или ее модификация. Но силовые схемы корпусов ТВД имеют некоторые особенности, обусловленные способом связи корпуса редуктора с основными силовыми деталями корпуса турбокомпрессора. Находят применение несколько типовых схем. 282 1. Силовая схема, в которой корпус редуктора связан только фланцами с передним корпусом компрессора или с лобовым картером (АИ-20, АИ-24) (рис. 8.9). Рис. 8.9. Фланцевое крепление редуктора ТВД Силовая связь в фланцево-болтовом соединении осуществляется болтами или шпильками. 2. Силовая схема, в которой корпус редуктора связан с передним корпусом компрессора фланцевым соединением или центрируется по бурту, а дополнительная осевая связь с корпусом двигателя осуществляется трубчатыми стержнями, передающими осевое усилие от редуктора на узлы подвески двигателя (рис. 8.10). Рис. 8.10. Крепление редуктора трубчатыми стержнями 3. Силовая схема, в которой выносной редуктор может иметь силовую связь с двигателем с помощью пространственной стержневой фермы или может крепиться к летательному аппарату независимо от двигателя. 8.4. Узлы крепления двигателя к летательному аппарату Крепление двигателя к летательному аппарату осуществляется специальными узлами на силовом корпусе двигателя к пространственным стержневым системам, установленным на летательном аппарате. На узлы крепления двигателя действуют: – силы от массы двигателя; – силы инерции двигателя и его отдельных узлов, возникающие при эволюциях летательного аппарата; – гироскопический момент ротора турбокомпрессора; – инерционные силы, вызванные несбалансированностью ротора; – реактивный момент газового потока, если выход потока неосевой; 283 – сила тяги двигателя. В ТВД дополнительно появляются гироскопический и реактивный моменты от воздушного винта. При использовании соосных винтов, вращающихся в противоположные стороны, гироскопические и реактивные моменты винтов компенсируют друг друга и суммарные моменты могут быть близки к нулю. К конструкции и расположению на двигателе узлов крепления предъявляются следующие основные требования: - система крепления должна обеспечивать удобство замены ГТД и его технического обслуживания на самолете; - точки подвески должны быть расположены на двигателе так, чтобы обеспечивалось крепление двигателя в направлении всех шести степеней свободы: в осевом, вертикальном и боковом направлениях и вокруг продольной, вертикальной и горизонтальной осей. При этом система подвески должна быть статически определима, т. е. не допускается двойного крепления в направлении и вокруг названных осей. Благодаря этому изолируется корпусная система двигателя от деформации самолетной конструкции и предупреждается возникновение в узлах подвески больших нерасчетных нагрузок; - точки крепления двигателя при всех условиях полета и режимах работы не должны препятствовать термическим деформациям корпуса двигателя; - основные точки подвески должны быть расположены на силовых корпусах компрессоров в плоскости, близкой к центру массы двигателя. Как правило, такими плоскостями являются плоскости внутренних силовых связей опор роторов компрессоров; - дополнительные точки подвесок должны быть расположены на корпусе турбин, а также в плоскости внутренних связей опор турбин; - форсажная камера имеет дополнительную точку подвески в плоскости корпуса управляемого реактивного сопла. Для того чтобы обеспечивалась статическая определимость подвески, форсажная камера должна быть присоединена к корпусу турбины с помощью шарнирного соединения; - в случае легких тонкостенных конструкций корпусов для предотвращения их больших местных радиальных деформаций и задевания лопаток о корпус не допускаются в точках подвески большие радиальные усилия; - для проведения такелажных, монтажных и транспортировочных работ на двигателе должны быть дополнительные точки подвески и поддержки, удовлетворяющие требованиям для основных точек подвески. При выполнении монтажных работ на самолете подвеска и поддержка двигателя в произвольных точках не допускается. Двигатель крепится к летательному аппарату за силовой корпус как двухопорная балка (рис. 8.11). Узлы крепления располагают в двух плос284 костях, перпендикулярных к продольной оси двигателя. Одну из плоскостей стараются расположить как можно ближе к центру масс двигателя, а вторую – как можно дальше от первой, чтобы получить наименьшие величины реакций в узлах крепления от массовых инерционных нагрузок при эволюциях летательного аппарата. Рис. 8.11. Крепление двигателя на самолете Связь узлов крепления с корпусом двигателя не должна вызывать местных деформаций корпуса, для чего на корпусе в местах установки узлов крепления предусматриваются бобышки и ребра (рис. 8.12), включающие в работу максимально возможный объем корпуса, или узлы крепления ставят на жесткие фланцы, имеющиеся в местах разъемов силового корпуса. Рис. 8.12. Крепление кронштейна на жестком фланце Узлы крепления не должны препятствовать свободному расширению корпуса двигателя при его нагреве, для чего фиксация двигателя от всех линейных перемещений относительно летательного аппарата осуществляется только в одной плоскости, а остальные узлы не препятствуют линейному смещению корпуса двигателя при его нагреве. При упругих деформациях летательного аппарата узлы крепления не должны нагружать корпус двигателя, для чего в узлах крепления устанавливаются шарниры. Во многом конструкция и места расположения узлов крепления двигателя определяются особенностями летательного аппарата. Поэтому на одном и том же двигателе обычно предусматривают несколько возможных вариантов крепления двигателя на одном летательном аппарате (левый, правый, верхний или нижний) и возможность крепления двигателя на различных летательных аппаратах. 285 Крепление ТРД на летательном аппарате может быть осуществлено с помощью рам, состоящих из стержней, или, если двигатель крепится на пилоне под крылом или в хвостовой части фюзеляжа, с помощью вильчатых узлов, расположенных сверху на корпусе двигателя. Особенностью крепления ТРД является наличие на самом двигателе силовых поясов (рис. 8.13 – 8.15). Минимальное количество силовых поясов – два, один из которых является основным. На основном силовом поясе располагаются узлы, воспринимающие нагрузки Р х , Р у и P z , а также моменты М х и М у , на дополнительных поясах – узлы, воспринимающие нагрузку Р у и момент M z . В ТРД напряженный температурный режим, вследствие чего его корпус подвержен значительным температурным расширениям. Поэтому двигатель должен быть закреплен так, чтобы компенсировать температурные перемещения корпуса. Рис. 8.13. Крепление ТРДФ АЛ-21Ф на самолетах Су-24 (комплектовка Т), Су-17М (комплектовка С) и МиГ-23Б (комплектовка Б) 286 Рис. 8.14. Вариант крепления ТРД Р95Ш на самолете Су-25 Рис. 8.15. Вариант крепления ТРДДФ АЛ-31Ф на самолете Су-27 Для разгрузки корпуса компрессора в систему крепления двигателя включают тяги, закрепленные шарнирно (рис. 8.16). Такая конструкция позволяет передавать нагрузки от поясов крепления двигателя на мотораму и не стесняет температурных деформаций корпуса двигателя. 287 Рис. 8.16. Усиление тягами На рис. 8.17 показано конструктивное исполнение системы подвески двигателя Trent-800. Система имеет передний и задний пояса подвески с кронштейнами крепления двигателя к пилону самолета. Для разгрузки корпусов газогенератора между кронштейном заднего пояса и силовым корпусом компрессора установлена наклонная тяга. Рис. 8.17. Схема крепления ТРДД фирмы Rolls-Royce Trent-800: 1 – кронштейн пояса передней подвески; 2 – наклонная тяга; 3 – кронштейн пояса задней подвески 288 На узлы крепления ТВД к летательному аппарату (рис. 8.18) действует также реактивный момент от винта, направленный в сторону, противоположную его вращению. При наличии на двигателе двух винтов, вращающихся в противоположные стороны, реактивный момент равен разности моментов винтов. При определении сил инерции и моментов от них, гироскопического момента от ротора двигателя в данном случае необходимо учитывать наличие редуктора и винтов. Рис. 8.18. Ферменная конструкция крепления ТВД: 1 – двигатель; 2, 3, 8 – боковой, верхние и нижний подкосы; 4 – подкос-демпфер; 5 – лонжерон центроплана крыла; 6 – силовая ферма; 7 – противопожарная перегородка Турбовальный двигатель (рис. 8.19) крепится на вертолете так же, как двухопорная балка. Рис. 8.19. Вариант крепления ТВаД ТВ3-117 на вертолете Ми-24 289 Задним узлом крепления кожух выходного вала двигателя жестко опирается на сферическую посадочную поверхность редуктора. По переднему поясу крепления двигатель крепится с помощью регулируемых подкосов, что обеспечивает возможность осевого перемещения конструкции. 8.5. Прочность элементов подвески двигателя Узлы крепления ТРД к самолету являются сильно нагруженными элементами конструкции. Узлы крепления должны обеспечивать устойчивое положение двигателя при различных условиях приложения внешних сил и моментов. В общем случае крепление уравновешивает составляющие по трем осям координат полной нагрузки, приложенной к центру масс двигателя, и моменты относительно этих трех осей. Детали подвески фиксируют двигатель относительно силовых элементов самолета или рамы с обеспечением необходимых степеней свободы. В общем случае на детали системы подвески действуют следующие силы и моменты: - осевая сила (сила тяги для авиационного ГТД); - вес двигателя; - инерционные нагрузки от неуравновешенности ротора двигателя, отбалансированного с определенной степенью точности; - неуравновешенная часть момента кручения на статорных деталях; - силы инерции масс двигателя, возникающие при эволюции самолета; - гироскопический момент от ротора двигателя, определяемый угловыми скоростями ротора и угловой скоростью эволюции самолета . Действие гироскопического момента при выполнении разных эволюций приведено в табл. 8.1. Таблица 8.1 Действие гироскопического момента при эволюциях самолета Выбор конструкции крепления двигателей зависит от типа двигателя, его компоновки на летательном аппарате, а также от величины и направ290 ления приложенных сил. В настоящее время все больше применяются на летательных аппаратах быстросъемные силовые установки. Такое крепление позволяет производить монтаж и демонтаж двигателя со всеми агрегатами и деталями, установленными на нем. При этом заранее смонтированный двигатель может быть предварительно опробован. К прочностным характеристикам крепления двигателей предъявляются следующие основные требования: крепление должно воспринимать все нагрузки, возникающие в различных условиях полета; - быть прочным и жестким при минимальном весе; - поглощать вибрации двигателя и воздушного винта, чтобы они не передавались на конструкцию летательного аппарата. Крепление двигателя должно быть выполнено так, чтобы корпус его не входил в силовую схему летательного аппарата, и должно обеспечивать взаимозаменяемость двигателей, легкий и свободный доступ ко всем агрегатам, требующим периодического осмотра и регулировки во время эксплуатации. Удобству обслуживания всегда уделялось большое внимание, но сейчас простота обслуживания рассматривается наравне с важнейшими характеристиками силовой установки, такими, как надежность, вес и др. 8.5.1. Расчет крепления двигателя на прочность Крепление двигателя необходимо рассчитывать на все случаи, предусмотренные нормами прочности, для чего необходимо определить нагрузки, соответствующие всем случаям нагружения в эксплуатации. По нормам АП-25, АП-29, АП-33 FAR-33 и др. конструкция узлов крепления двигателя должна выдерживать эксплуатационные нагрузки без появления опасных остаточных деформаций. При всех нагрузках, вплоть до экстремальных эксплуатационных, деформации конструкции не должны влиять на безопасность эксплуатации летательного аппарата и двигателя. В нормах прочности установлены максимальные коэффициенты эксэ плуатационной перегрузки n max , которые показывают, во сколько раз действующая при эволюции сила P п больше силы веса G: P п = nэ max G. Наибольшая величина эксплуатационной перегрузки при эволюции маневренного самолета в вертикальной плоскости равна 8 ед. пер. Направление инерционной нагрузки для этого случая можно считать нормальным к оси двигателя. Расчетная схема для выхода самолета из пикиэ рования с перегрузкой n max = 8 показана на рис. 8.20. 291 Рис. 8.20. Нагрузки, действующие на узлы крепления двигателя в процентах от тяги (масса двигателя – 870 кг, тяга 27 кН – 100 %) 8.5.2. Прочность элементов подвески двигателя от дисбаланса при обрыве рабочей лопатки Одним из особых случаев эксплуатации является локализованное разрушение конструкции двигателя в виде обрыва рабочей лопатки компрессора или турбины или разрушение диска. При обрыве рабочей лопатки или нескольких лопаток, а также при обрыве фрагментов дисков возникает дополнительный дисбаланс ротора, который существенно нагружает элементы подвески двигателя. Прочность подвески в этих случаях должна обеспечиваться в течение определенного времени, достаточного для принятия экипажем решения и выключения двигателя (обычно это время составляет 15 с). Если обозначить круговую частоту возмущающей силы, возникающей после обрыва лопатки, через , а частоту собственных колебаний двигательной установки через f , рад/с, то коэффициент динамичности определяется зависимостью 1 , 2 2 4 2 2 1 2 f f4 где – параметр затухания. Коэффициент динамичности показывает, во сколько раз амплитуда вынужденных колебаний больше или меньше статического перемещения, вызванного максимальным значением возмущающей силы. Во столько же 292 раз больше или меньше по сравнению со статическими будут и напряжения в элементах подвески, силовых поясах, пилонах, подмоторных рамах, опорах ротора и других элементах. Напряжения, возникающие в этих элементах силовой установки при дисбалансе ротора, имеют переменный характер в отличие от ротора, в котором напряжения будут постоянными. Таким образом, зная коэффициент динамичности β , можно определить переменные напряжения по формуле a СТ , где СТ – напряжение, возникающее в системе при статическом приложении максимального значения возмущающей силы. В самом худшем случае при отсутствии затухания ( = 0) 1 . 2 1 2 f При определении коэффициента динамичности β круговая частота возмущающей силы равна угловой скорости вращения ротора n , 30 где n – частота вращения ротора после обрыва лопатки. Кроме первой основной частоты колебания будут возникать и на более высоких кратных частотах n k k , где k = 1, 2, 3,… 30 Собственные частоты силовой установки могут быть определены расчетным или экспериментальным путем. Задача о колебаниях силовой установки как системы со многими степенями свободы является достаточно сложной. На этапе макетного проектирования при наличии габаритно-весового макета двигателя и узлов подвески собственные частоты можно определить экспериментально. Колебания двигателя на подвеске возбуждаются прикрепленным к нему вибратором, и, изменяя частоту, возбуждаемую вибратором, определяют резонансы. На более ранних этапах проектирования двигателя собственные частоты приходится определять расчетным путем. При расчетном определении частот колебаний рассматривают колебания центра масс двигателя как одномассовой системы. Колебания силовой установки происходят в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Предполагая колебательную систему линейной, а двигатель – прибли293 женно симметричным, можно рассматривать колебания по горизонтальной и вертикальной осям независимо (рис. 8.21). Рис. 8.21. Расчетная схема крепления двигателя Опора подвески обладает жесткостью с и параметром затухания . Тогда частота собственных колебаний двигателя f x вдоль некоторой оси х может быть определена по формуле cx , m fx где m – масса двигателя, кг; c x – жесткость всей подвески в направлении искомого перемещения, определяемая величиной силы, вызывающей единичное перемещение объекта в заданном направлении, Н/м. Кроме того, если выполняется условие I 1 , где a и b – расmab стояния от передней и задней опор до центра масс двигателя, I – массовый момент инерции двигателя относительно исследуемой оси, то колебания передней и задней частей двигателя можно считать независимыми. В этом случае собственные частоты колебаний соответственно передней и задней частей двигателя определяются формулами f1 c1 ; m1 f2 c2 , m2 b a ; m2 m – массы передней и задней частей двигаab ab теля; c1 и c2 – жесткости переднего и заднего узлов крепления двигателя где m1 m (с учетом жесткости силовых поясов, конструкции моторамы и пилонов). I 1 , то более точные значения собственных частот дают Если mab формулы 294 c1 c2 ; f 2 ( a b) . 2 mb I ma 2 I Массу двигателя и его элементов, а также момент инерции на этапе проектирования можно определить по результатам выполнения сборки твердотельных моделей. Частоты собственных колебаний уточняются при испытаниях на работающем двигателе. Соотношение собственных и вынужденных частот имеет важное f значение. Из приведенных зависимостей очевидно, что при = 0 и f1 (a b) f 1 коэффициент динамичности 1 (обычно, уже при 2 ), динаf 1 , то 1, а динамиf ческие напряжения будут больше максимальных статических. Поэтому при конструировании подвески необходимо стремиться к увеличению от ношения . При этом будет уменьшено вредное действие колебаний сиf ловой установки на конструкцию летательного аппарата, уменьшены усилия в узлах подвески и силовых поясах. Даже в тех случаях, когда резо нанса нет ( f ), увеличение отношения применяется для понижения f усталостных нагрузок в подвеске, а также для устранения дискомфорта у пассажиров и экипажа, вызываемого вибрацией. Для выполнения расчета на прочность узлов крепления двигателя определим возмущающую силу Р, возникающую при обрыве рабочей лопатки: мические напряжения меньше статических. Если P 2 m m0 y e , где m – масса ротора; m 0 – масса оторвавшейся лопатки; у – перемещение ротора; е – эксцентриситет. Эксцентриситет при обрыве рабочей лопатки e m0 l, m m0 где l – расстояние от оси ротора до центра тяжести оторвавшейся лопатки. Аналогично можно определить эксцентриситет при обрыве нескольких рабочих лопаток. 295 Прогиб у значительно меньше расстояния l. Если прогибом пренебречь, то величина возмущающей силы Р от дисбаланса равна центробежной силе лопатки: P 2 m0l . От действия силы Р определяются реакции в опорах ротора и узлах подвески и статические напряжения CT . Затем эти напряжения умножаются на коэффициент динамичности и определяются переменные напряжения: a СТ . Далее в зависимости от числа циклов проводится расчет на многоцикловую или малоцикловую усталость элементов подвески двигателя, силовых поясов, пилонов, на которых установлены двигатели. Расчет на многоцикловую усталость проводится для числа циклов N1 105 . Это может быть в случае двигателя с высокооборотным ротором при выключении двигателя за время, большее 15 с. Если экипаж быстро отреагирует на аварийную ситуацию и остановит поврежденный двигатель вовремя, то даже при частоте вращения ротора 60 000 об/мин за время остановки двигателя число циклов N = 15 000. Поэтому для оценки прочности узлов подвески необходимы результаты испытаний для меньшего числа циклов. Тогда условие разрушения необходимо записать для малоцикловой усталости в виде модифицированного уравнения Мэнсона. Зависимость изменения разрушающих напряжений от логарифма числа циклов нагружения для конкретного конструкционного материала практически линейна в диапазоне от предела прочности B при N N 0 до предела усталостной прочности 1 при N N1 (рис. 8.22). Колебательный цикл при обрыве лопатки можно считать симметричным. Тогда при известном числе симметричных циклов нагружения можно определить предел длительной прочности (или наоборот, по заданному пределу прочности можно определить максимальное число циклов до разрушения). Рис. 8.22. Зависимость разрушающих напряжений от числа циклов нагружения 296 Коэффициент запаса прочности k зап ПРЕД max . В конструкцию (обычно в опорах) вводят «слабые» элементы, разрушающиеся при обрыве большого фрагмента ротора и заклинивающие ротор. 8.6. Расчет корпуса на удар при обрыве фрагмента ротора Нормативные технические документы по авиационным двигателям содержат требования об обязательной локализации в корпусах двигателя фрагментов, образующихся при разрушении рабочих лопаток турбомашин. Данные требования содержатся в действующих отечественных (нормы прочности, нормы летной годности АП33, АП-ВД) и зарубежных нормативных технических документах. Для удержания фрагментов разрушенных рабочих лопаток или дисков в плоскости вращения диска устанавливается специальная кольцевая защита. На практике даже при выдерживании требований сертификации к лопаткам вентилятора на «птицестойкость» для большей безопасности их корпуса обычно усиливают посредством намотки высокомодульных нитей (рис. 8.23). Это позволяет удержать обломки лопаток при разрушении в пределах мотогондолы. Усиление корпуса 4 вентилятора состоит из двух участков. Первый участок 1 расположен непосредственно над рабочими лопатками 5 и обычно содержит до 30 слоев высокомодульных нитей. Второй участок 3, который делают с меньшим числом слоев (до 15), расположен на конической поверхности корпуса 4. Усиливающие корпус нити с наружной стороны покрывают защитным слоем 2 из полимера. Рис. 8.23. Усиление корпуса вентилятора 297 Проблема создания корпуса, усиленного кольцевой защитой, надежно удерживающей фрагменты разрушившегося ротора, и обладающего приемлемой массой, требует решения ряда вопросов, к которым относятся, прежде всего, применение новых материалов, усовершенствование конструкции корпусов и технологии их изготовления. Большую роль играют и надежные методы расчета. В расчетной модели рассматриваются соударения фрагмента разрушившегося ротора и кольцевой защиты корпуса. Приближенный расчет кольцевой защиты может быть выполнен двумя методами: определение толщины пробития преграды неорганизованным осколком (обломком ротора); рассмотрение баланса кинетической энергии обломка ротора и работы (потенциальной энергии) кольцевой защиты. Для решения поставленной задачи необходима модель нелокализованного разрушения ротора, которая позволяет определить массовые, скоростные, геометрические, энергетические, вероятностные и траекторные характеристики обломков ротора. При этом фрагмент диска рассматривается вместе с рабочими лопатками. Оценка механического (пробивного) воздействия обломков ротора на корпус двигателя, которое характеризуется предельной толщиной hnp 0 , м, пробития обломком преграды конечной толщины 2 hnp 0 m1/ 3 2 / 3 k VC , * 2 k Eh a bVC где m – масса обломка, кг; V C – скорость соударения обломка с преградой (корпусом), м/с; – плотность материала осколка; а и b – коэффициенты, 2/3 S – козависящие от свойств материала преграды (корпуса); kФ n 4 m эффициент формы обломка; S n – площадь полной поверхности обломка, м2; E h* – критическое (разрушающее) значение кинетической энергии осколка, отнесенное к объему пробоины, Дж/м3; k – коэффициент учета угла подхода осколка к корпусу и угла рикошета ðèê . При 30 0 k sin , при рик k = 0, при рик 30 k ðèê 230 ðèê ; для дю- ралюминия рик = 10º, для мягкой стали рик = 15º, для закаленной стали рик = 25º (при V C ≤ 800 м/с). 298 В табл. 8.2 приведены критические значения кинетической энергии осколка при скоростях до 800 м/с для различных конструкционных материалов корпуса и коэффициенты, зависящие от свойств материала. Таблица 8.2 Значения кинетической энергии осколка для различных конструкционных материалов Материал корпуса Дюралюминий Мягкая сталь Закаленная сталь Eh* , Дж/м3 а b, с/м 1,20·109 2,05·109 0,51 0,50 5,9·10-4 8,0·10-4 2,25·109 0,60 5,5·10-4 При этом методе предполагают пробитие корпуса обломком, летящим с большой скоростью, в локальной зоне. При скорости обломка 300…400 м/с, когда одновременно с пробитием происходит деформация корпуса в соседних зонах, метод пробивного воздействия дает несколько завышенную потребную толщину кольцевой защиты. Кольцевая защита при определении реакции на удар схематизируется в виде кругового кольца постоянного поперечного сечения (рис. 8.24). К кольцевой защите примыкают оболочки, уравновешивающие силу удара и удерживающие защиту от перемещения. Рис. 8.24. Сечение корпуса, состоящего из разнородных материалов Расчетные зависимости устанавливаются при касательном и радиальном ударе оторвавшегося фрагмента. Рассмотрим расчет на примере оторвавшегося диска. Кинетическая энергия диска, кг·м2/с2, определяется формулой 2 , KI 2 где I – массовый момент инерции диска с лопатками относительно центральной оси, кг·м2; – угловая скорость вращения диска, рад/с. Если происходит разрушение только рабочих лопаток (например, при помпаже), то момент инерции рассчитывают только для лопаток. 299 Работу кольцевой защиты при ударе находят по известной кривой деформирования материала, из которого изготовлена защита (рис. 8.25). Рис. 8.25. Кривая деформирования материала Тогда работа единицы объема (удельная потенциальная энергия) защитного кольца определяется формулой (1) A f ( )d , 0 где – относительное удлинение материала кольцевой защиты; – коэффициент динамичности. Таким образом, удельная потенциальная энергия A( 1 ) определяется площадью 0-В-С, ограниченной кривой f ( ) , умноженной на коэффициент динамичности . Коэффициент динамичности зависит от кинетической энергии груза, например, падающего с высоты H , и показывает, во сколько раз деформация при ударе больше деформации CT при статическом приложении нагрузки: 1 1 2H . CT В том же отношении изменяются внутренние силы и напряжения. В случае, когда груз опускается на упругую систему мгновенно без начальной скорости, динамическая деформация вдвое превышает статическую. Соответственно в два раза большими оказываются и напряжения. При ударе обломком, кинетическая энергия K которого известна, коэффициент динамичности определяется зависимостью 300 1 1 2K , mgCT где m – масса обломка. Полная работа защитного кольца со средним радиусом R и толщиной h , имеющего объем V 2Rhb , 0 0 A V f ( )d 2Rhb f ( )d . Тогда запас защитного кольца по прочности при ударе обломком ротора определяется отношением k зап A 4Rhb f d . K I2 0 Если кольцевая защита состоит из нескольких разнородных материалов, включая оболочки корпуса, то потенциальную энергию такой сложной системы находят суммированием всех n колец из разнородных материалов и с различными геометрическими параметрами: n i 1 0 A 2 Ri hi bii f1 i di . Рассмотрим удар обломка по кольцу, подкрепленному по бокам оболочками (рис. 8.26). Рис. 8.26. Схема для определения предельной работы разрушения кольца Потенциальная энергия кольца и оболочки равна произведению удельной энергии на их деформируемые объемы. Пробиваемый объем кольца и оболочки V 2 ( R0 h0l0 2 R1h1l1 ) , где R1 – радиус срединной поверхности оболочки; h1 – толщина оболочки; l1 – длина участка оболочки, деформируемого при ударе. Внешняя работа силы удара A1 2R0 pW0l0 , 301 где p – распределенная по поверхности сила удара (давление); W0 – предельное радиальное перемещение кольца. Работа внутренних сил А 2 состоит из работы растяжения А Р и работы изгиба А И : А2 АР AИ . Предельная работа внутренних сил при растяжении AP 2W0 B (l0 h0 2l1h1 ) , где B – предел прочности материала кольца и оболочки. Предельная работа внутренних сил при изгибе в приведенной схеме происходит в четырех кольцевых шарнирах ( Z 4 ) и определяется зависимостью AИ 2ZR1M P , MP – удельный внутренний изгибающий момент в предельном где M P 2R1 состоянии (момент, отнесенный к единице длины окружности кольцевой стенки S 2R1 ); W0 / l1 . Для определения M P в предельном состоянии рассмотрим поперечное сечение стенки оболочки (рис. 8.27). Рис. 8.27. Распределение напряжений при изгибе кольцевой стенки в предельном состоянии Распределение напряжений по толщине кольцевой стенки 2y y S ( B S ) . h1 Предельный изгибающий момент в кольцевой стенке h2 M P 1 B S . 2 6 Тогда работа изгиба W Zh12 AИ B S 0 R1 . 3 2 l1 302 Из равенства внешней и внутренней работ ( A1 A2 ) определяют распределенную по поверхности предельную силу удара p . Чтобы найти длину деформируемой при ударе части оболочки l1 , дифференцируют p и приравнивают производную нулю: 1 dp 2 R1h12 B S B h1 0 , откуда l1 3 2 l1 dl1 2 B S / 2 R1h1 . B 3 Необходимо иметь в виду, что при ударе обломка внешняя поверхность кольца растягивается (происходит разупрочнение материала), а внутренняя поверхность кольца сжимается (происходит упрочнение материала). Но упрочнение преобладает над разупрочнением, поэтому характеристики материала при ударе будут выше, чем при статическом нагружении. Предел текучести для стальных и титановых сплавов может быть увеличен примерно в 1,3 раза, предел прочности – в 1,2 раза. Если в конструкции кольца используются композиционные материалы, то их прочностные характеристики увеличиваются примерно в 1,4 раза. Для увеличения прочностных характеристик кольцевой защиты может производиться обкатка кольца для создания в его наружном слое предварительных напряжений сжатия. На пробиваемость были испытаны конструкции корпусов из титановых сплавов ОТ4-0, ОТ4, ВТ6, алюминиевого сплава АД33, стали Я1Т, образцы, изготовленные из органопластиков на основе ткани и жгута, образцы, изготовленные намоткой органопластика на титановую обечайку (изнутри и снаружи), образцы, изготовленные намоткой на титановую обечайку не пропитанных связующим органотканей и баллистически стойких препрегов (сокр. от англ. pre-impregnated – предварительно пропитанный), арамидных или полиамидных тканей с небольшим содержанием связующего. Результаты испытаний показаны на рис. 8.28. Из металлических материалов титановые сплавы ОТ4, ОТ4-0, ВТ6 с погрешностью ±4 % по массе гасят одинаковое количество кинетической энергии, несмотря на различия в пределах прочности почти в 2 раза (от 550 МПа для ОТ4-0 до 1 000 МПа для ВТ6). Образцы из материала Я1Т, имеющие такую же массу, как образцы из титановых сплавов, оказывались пробиты в тех же условиях, в которых образцы из сплава ОТ4 локализовали обломок лопатки (Я1Т не дает снижения массы относительно эталонного материала ОТ4). Образцы, изготовленные из органопластика на основе органожгута и органоткани, также имеют большую массу, чем образцы из эталонного материала ОТ4. Объясняется это относительной хрупкостью пластиков по сравнению с металлами (при сопоставимом пределе прочности удлинение органопластика при разрыве на порядок меньше чем удлинение ОТ4, что не компенсируется даже меньшей плотностью органопластика). 303 а б в Рис. 8.28. Результаты пробития корпусов с различной защитой: а – корпус из титанового сплава ОТ4-0; б – корпус из органопластика на основе ткани и жгута с пропиткой связующим; в – корпус с намоткой на титановую обечайку органоткани, не пропитанной связующим Образцы, изготовленные намоткой органопластика толщиной 4 мм на тонкую титановую обечайку (ВТ6 толщиной 2 мм), показывают характеристики удельного гашения энергии на уровне эталонного материала ОТ4. Причем образцы, где органопластик расположен снаружи, не отличаются по гашению энергии от образцов, где органопластик расположен внутри по отношению к титановой обечайке. Возможно, результаты были бы несколько иными, если бы соотношение толщин титановой обечайки и намотки пластиком было бы изменено в сторону утолщения намотки пластиком. Принципиально иную схему гашения энергии дают образцы, где поверх тонкой титановой обечайки намотана не пропитанная связующим органоткань. В этом случае в тканой оболочке не возникают напряжения изгиба и вовлекается в работу большое количество материала вдоль окружности обечайки, который работает в основном на растяжение. По результатам испытаний кольцевых образцов при применении такой схемы образца с «мягкой стенкой» обеспечивается снижение веса на 46 % по отношению к эталонному материалу ОТ4. Серией испытаний различных тканей и баллистически стойких препрегов с различным содержанием связующего было выяснено, что из испытанных материалов любая степень пропитки ткани связующим снижает ее баллистические характеристики. Однако наряду с существенным снижением веса при применении конструкции с «мягкой стенкой» существенно увеличивается как сам наружный габарит корпуса, так и его прогиб при ударе лопатки. Также в варианте конструкции корпуса по типу «мягкой стенки» можно использовать некоторые конструктивные вариации, такие, как, например, «гофрирование» органоткани, при этом достигается снижение массы относительно эталонного материала ОТ4 на уровне 63 %. Полученные экспериментальные результаты могут быть использованы для выбора материала баллистической защиты корпуса вентилятора авиационного двигателя. 304 Рассмотрим несколько конкретных вариантов конструкций металлических корпусов (рис. 8.29 – 8.34). Рис. 8.29. Традиционный корпус с конической геометрией проточной части Рис. 8.30. Корпус с рассекателями Рис. 8.31. Корпус с выпуклой геометрией Рис. 8.32. Корпус с жестким бампером Рис. 8.33. Корпус с двойной стенкой 305 Рис. 8.34. Корпус с амортизаторами Результаты испытаний приведены в табл. 8.3. Таблица 8.3 Результаты испытаний на пробитие металлических корпусов различных конструкций Тип корпуса Традиционный С рассекателями С выпуклой геометрией С бампером С двойной стенкой С амортизаторами Пробивание Нет Да Нет Да Да Да Диаметр области вскрытия, мм 58 180 59 310 410 Расслоение корпуса Расчеты и эксперименты не подтвердили эффективности рассмотренных конструкций корпусов в обеспечении непробиваемости оборвавшейся лопаткой по сравнению с традиционным корпусом. Существенным недостатком всех предложенных схем является их ориентированность на конкретную реализацию процесса удара, в то время как в реальном процессе осуществляется множество ударов с различными параметрами (например, после первого касания лопатка разворачивается и еще раз ударяет по корпусу). Наиболее эффективным вариантом конструкции корпуса ГТД, вероятно, может служить комбинированная слоистая конструкция с тонким металлическим слоем и системой слоев из композиционных материалов, являющихся интенсивными поглотителями энергии удара. 8.7. Силовые системы роторов ГТД Ротор ГТД состоит из роторов компрессора и турбины и соединяющих их деталей. В ТВД, кроме того, к ротору относятся и вращающиеся детали редуктора. Систему опор, связи, соединения и осевой фиксации роторов компрессора и турбины называют силовой системой ротора двигателя. К силовой системе ротора предъявляются следующие основные требования. 306 1. Жесткость силовых деталей системы должна обеспечивать неизменность их формы при действии нагрузок. Это достигается соответствующим профилированием валов и выбором необходимого числа опор, обеспечивающим устойчивую и надежную работу ротора при всех возможных условиях эксплуатации двигателя. 2. Форма силовых деталей и их соединения должны быть такими, чтобы в них возникали как можно меньшие напряжения. Это условие обеспечивает наименьшую массу ротора. Его выполнение достигается рациональным профилированием силовых деталей (валов, дисков), исключением концентраторов напряжений, применением плавных форм без резких перегибов в деталях силовой системы, применением полых валов с достаточно большим наружным диаметром и относительно небольшой толщиной стенки. 3. Конструкция и соединение деталей, нагретых до разных температур, должны предусматривать свободу температурных деформаций и обеспечивать минимальные температурные напряжения. С этой целью ротор двигателя фиксируется по отношению к корпусу обычно одним радиально-упорным подшипником, устанавливаемым в месте, обеспечивающем сохранение в заданных пределах осевых зазоров в проточной части двигателя, а также зазоров, компенсирующих тепловые расширения. Силовые детали, находящиеся в газовом потоке (например, рабочие лопатки компрессоров и турбин), должны быть гладкими, иметь удобообтекаемую форму. Должна быть предусмотрена их защита от перегрева. 8.7.1. Схемы силовых систем роторов ГТД Одним из основных вопросов конструкции ротора двигателя является выбор типа, числа и мест размещения опор ротора. В зависимости от числа опор и классифицируются силовые системы роторов ГТД. Различают двух-, трех- и многоопорные роторы. Двухопорные роторы применяются обычно при коротких роторах (подъемные и вспомогательные ГТД), небольшом числе ступеней компрессора и турбины, центробежном компрессоре и укороченной камере сгорания. Основное их достоинство – простота конструкции. Возможны несколько вариантов расположения опор, имеющих как определенные преимущества, так и некоторые недостатки. Схема с расположением опор за компрессором и перед турбиной изображена на рис. 8.35. Преимущества такой схемы: относительно небольшое изменение осевых зазоров в турбине; свободный вход в компрессор, не загроможденный силовыми элементами, передающими уси307 лия от опоры на корпус двигателя; небольшие длина и масса вала; простота смазки опор и отвода масла из единого маслосборника. Рис. 8.35. Двухопорный ротор с расположением опор за компрессором и перед турбиной Основной недостаток схемы – повышению жесткости ротора путем увеличения диаметра вала препятствуют подшипники. Схема с расположением передней опоры задней – перед турбиной показана на рис. 8.36. перед компрессором, а Рис. 8.36. Двухопорный ротор с расположением опор перед компрессором и перед турбиной По сравнению с предыдущей такая схема имеет преимущество – возможность повышения жесткости ротора путем увеличения диаметра вала. Недостатками схемы являются значительное изменение осевых зазоров в турбине, загромождение входа в компрессор силовыми элементами статора и более сложная система смазки подшипников. Схема с расположением передней опоры задней – за турбиной изображена рис. 8.37. перед компрессором, а Рис. 8.37. Двухопорный ротор с расположением опор перед компрессором и за турбиной 308 По сравнению с первой схемой такая схема также имеет преимущества – возможность повышения жесткости ротора путем увеличения диаметра вала, а также упрощение сборки и ремонта двигателя в результате выделения модулей передней и задней опор. Недостатками схемы являются более сложная конструкция корпуса, значительное изменение осевых зазоров в турбине, загромождение входа в компрессор силовыми элементами статора, усложнение смазки опор и охлаждения задней опоры. Трехопорные роторы применяют при недостаточной жесткости и большой массе роторов компрессора и турбины. При трехопорной схеме вал для компрессора и турбины не может быть общим из-за технологической трудности обеспечения строгой соосности всех опор. Для того чтобы избежать принудительного изгиба вала при несоосности опор, валы турбины и компрессора выполняют раздельно и соединяют между собой специальным узлом – соединительной муфтой. Соединительная муфта обеспечивает шарнирно-подвижную связь валов. Она передает крутящий момент от вала турбины к валу компрессора, удерживает ее ротор в осевом направлении и, благодаря наличию шарнира, разгружает вал от дополнительного изгиба, обеспечивая работу при перекосе валов до 0,5º…2,0º. Для уменьшения взаимного влияния роторов при перекашивании валов шарнир муфты стараются разместить как можно ближе к средней опоре. Схема с трехопорным ротором наиболее часто применяется в одновальных ТРД и ТРДФ. Здесь также возможны несколько вариантов расположения опор. Наиболее часто применяется схема с расположением радиальноупорного подшипника за компрессором (рис. 8.38). В этом случае шариковый подшипник работает в зоне не очень высоких температур, а также происходит относительно небольшое изменение осевых зазоров в турбине (РД-9Б, АМ-3, Р15-Б, АЛ-7). Рис. 8.38. Трехопорный ротор с консольным расположением турбины Такая схема чаще всего применяется при небольшом числе ступеней турбины. 309 На рис 8.39 показана схема трехопорного ротора с расположением радиального подшипника за турбиной. Схема применяется при большом числе ступеней турбины (АЛ-21Ф). Рис. 8.39. Трехопорная схема с расположением радиального подшипника за турбиной Возможно также расположение радиально-упорного подшипника перед компрессором (рис. 8.40). В этом случае высоконагруженный шариковый подшипник работает в зоне низких температур, что облегчает его охлаждение, но имеет место значительное изменение осевых зазоров в турбине. Рис. 8.40. Трехопорная схема с расположением радиально-упорного подшипника перед компрессором Четырехопорные роторы обычно применяют при длинных нежестких роторах и числе ступеней турбины более трех. Возможны несколько вариантов расположения опор и установки радиально-упорных подшипников. На рис. 8.41 показана схема четырехопорного ротора с одним радиально-упорным подшипником, расположенным за компрессором. Рис. 8.41. Четырехопорная силовая схема с одним радиально-упорным подшипником (ТВД НК-12) 310 В этом случае радиально-упорный подшипник воспринимает разность осевых нагрузок, действующих на компрессор и турбину. Соединительная муфта должна обеспечивать не одну степень свободы, как в трехопорных схемах, а две степени свободы с расчетом не только на перекос валов, но и на смещение их осей. Возможен также вариант конструкции муфты с одной степенью свободы, но с выполнением одной из опор ротора с радиальной податливостью. Возможна силовая схема с двумя радиально-упорными подшипниками (ТР-1, РД-20, рис. 8.42). Рис. 8.42. Четырехопорная силовая схема с двумя радиально-упорными подшипниками В этой схеме соединительная муфта передает только крутящий момент от вала турбины к валу компрессора. Она имеет простую конструкцию и представляет собой полый цилиндр с внутренними шлицами на концах. Однако в такой схеме каждый радиально-упорный подшипник воспринимает полную нагрузку, что требует применения усиленных подшипников и элементов передачи нагрузок на корпус. Схемы с четырехопорными роторами упрощают доводку компрессора и турбины, поскольку доводить их можно независимо друг от друга. Однако четвертая опора существенно утяжеляет и усложняет конструкцию двигателя. Многоопорные роторы являются специфической особенностью ТРДД, двухроторных ТРД и ТВД. В двухроторных двигателях каждый ротор может устанавливаться и фиксироваться относительно корпуса на своих опорах (Д20П, рис. 8.43) или некоторые из опор могут быть общими для обоих роторов (Р11Ф-300, рис. 8.44). Рис. 8.43. Силовая схема роторов ТРДД Д20П 311 Схема с внешними независимыми опорами проста в доводке, осевая фиксация каждого ротора относительно корпуса выполняется независимо, система смазки и охлаждения подшипников получается достаточно простой. Однако при такой схеме увеличивается число корпусов опор, двигатель имеет повышенные осевой габарит и массу. Рис. 8.44. Силовая схема роторов двухвального ТРДФ Р11Ф-300 Схема с внутренними межвальными опорами позволяет существенно снизить длину и массу двигателя. В этой схеме некоторые опоры ротора низкого давления расположены внутри ротора высокого давления, и нагрузки от ротора низкого давления передаются на корпус через ротор высокого давления. Осевая фиксация ротора низкого давления в приведенной схеме осуществляется на радиально-упорном подшипнике, установленном за компрессором низкого давления, который передает осевую и радиальную нагрузки на ротор высокого давления, а затем суммарная нагрузка от роторов низкого и высокого давления передается радиальноупорным подшипником, установленным за компрессором высокого давления, на силовой корпус двигателя. Недостаток силовых схем роторов с межвальными подшипниками – сложность компоновки, конструкции, смазки и охлаждения межвальных опор. Многоопорность роторов ТВД обусловлена наличием большого количества валов и опор ходовой части редуктора дополнительно к валам и опорам турбокомпрессора двигателя. 8.7.2. Нагрузки, действующие на ротор ГТД Независимо от конструктивной схемы в процессе работы на роторы действуют аналогичные силы, являющиеся результатом работы самого двигателя и эволюций летательного аппарата. Крутящие моменты передаются от роторов турбин к роторам компрессоров. Крутящий момент вызывает в валу напряжения кручения кр на участке между турбиной и компрессором. В ТВД крутящий момент турбины уравновешивается моментом сопротивления не только от компрессора, но и от воздушного винта. 312 Осевые газодинамические силы возникают на рабочих лопатках и боковых поверхностях дисков в результате взаимодействия рабочих колес с воздушным или газовым потоком и представляют собой реакцию среды в осевом направлении. Давление воздуха в передней и задней разгрузочных полостях компрессора дает результирующую осевую силу, направленную по потоку. На все остальные секции ротора компрессора действуют осевые силы, направленные против потока (по полету). Суммарное осевое усилие ротора компрессора действует в направлении силы тяги. Суммарное осевое усилие ротора турбины направлено по потоку. При наличии осевой связи роторов турбины и компрессора результирующее осевое усилие ротора двигателя равно разности осевых усилий роторов компрессора и турбины, направлено по направлению силы тяги и воспринимается радиально-упорным подшипником. Осевое усилие вызывает в валу двигателя напряжения растяжения р . Массовые силы включают в себя силы тяжести и инерционные силы, возникающие при наличии ускорения при эволюциях летательного аппарата. В общем случае они дают поперечную, продольную и боковую составляющие, направленные противоположно соответствующей составляющей ускорения. Эти силы приложены в центрах масс узлов, величины сил определяются значениями эксплуатационных перегрузок. Осевые инерционные силы вызывают в валу дополнительные напряжения растяжения или сжатия, поперечные и боковые – напряжения изгиба и . Гироскопические моменты возникают при вращении летательного аппарата вокруг одной из боковых осей и вызывают в роторе изгибающие моменты, создающие реакции на опорах и дополнительные напряжения изгиба в валу. Центробежные силы и моменты внешне проявляются только в случае неуравновешенных роторов и вызывают дополнительные реакции в опорах и напряжения изгиба в валах. Причина их возникновения – наличие допусков на статическую и динамическую балансировку ротора. Они также способны вызвать при определенных условиях опасные колебания ротора и двигателя в целом, приводящие к усталостным разрушениям элементов конструкции. В идеально сбалансированном роторе возникают только внутренние центробежные силы, не приводящие к дополнительному нагружению опор ротора и изгибу вала. Тепловые внутренние усилия в роторе возникают вследствие неравномерного температурного расширения деталей с ограниченной свободой температурных деформаций. Неравномерные тепловые расширения возникают при неодинаковой температуре или неодинаковом коэффициенте линейного температурного расширения деталей и вызывают в элементах конструкции ротора температурные напряжения Т . 313 8.7.3. Конструкция валов и соединительных муфт роторов ГТД Вал как элемент конструкции ротора служит для подвода крутящего момента от турбины к компрессору. Вал стремятся выполнить прочным, жестким и легким с тем, чтобы была возможность надежно передавать крутящий момент, воспринимать осевые усилия и изгибающие моменты, уменьшить прогиб и повысить вибрационную стойкость ротора. Поэтому валы ГТД обычно выполняют полыми, с как можно большим наружным диаметром. Для валов с наружным диаметром до 120 мм отношение наружного диаметра к внутреннему обычно составляет 1,14…1,17, а с наружным диаметром до 300 мм – 1,04…1,10. Максимально возможные значения диаметра цапфы вала ограничиваются размерами подшипника. В конструкциях двухопорных роторов валы компрессора и турбины соединяют жестко с помощью фланцево-болтового или шлицевого затянутого соединения. В трех- и более опорных роторах соединения валов выполняют шарнирно-подвижными с применением специальных соединительных муфт. Обычно применяют муфты трех типов. Телескопическое подвижное соединение шлицевыми хвостовиками валов. Конструктивная схема такого соединения представлена на рис. 8.45. Рис. 8.45. Соединение шлицевыми хвостовиками валов При таком соединении конец одного вала с внешними шлицами входит в конец другого вала с внутренними шлицами. Осевое усилие передается шарнирным соединением; оно же обеспечивает и работу валов, установленных с небольшим перекосом. Конструктивная реализация этой схемы может быть различной. Для предотвращения защемления валов между зубьями шлиц предусматриваются боковые зазоры из расчета компенсации перекоса до 0,5º…2,0º. Осевое усилие может передаваться винтом, контровочной втулкой или гибкой штангой, не защемляющими соединения. Вместо цельного шарнира устанавливаются его фрагменты – сферические шайбы. Такие соединения конструктивно просты, применяются достаточно часто (АИ-20, АЛ-7Ф, РД-9Б, Д25В и др.). 314 Недостаток такой конструкции – из-за относительно небольшого диаметра вала шлицы приходится выполнять значительной длины и с повышенными боковыми зазорами, поэтому при перекосе валов возникает плавающее пятно контакта и наблюдается местная перегрузка зубьев. Телескопическое подвижное шлицевое соединение с помощью одновенечной шлицевой втулки. Конструктивная схема такого соединения имеет вид, показанный на рис. 8.46 (ВК-1, АМ-3, РД-3М-500). Рис. 8.46. Схема муфты с одновенечной шлицевой втулкой В этой схеме диаметр промежуточных шлицевых втулок больше диаметра вала, что позволяет уменьшить длину шлиц, увеличить число зубьев. Работоспособность укороченных шлиц в условиях перекосов валов повышается. Осевая связь осуществляется шарниром, который разгружает валы от дополнительного изгиба при перекосах, удерживает ротор турбины в осевом направлении и передает радиальную опорную реакцию ротора турбины на вал компрессора. Соединение валов двухвенечной шлицевой втулкой. Конструктивная схема такого соединения имеет вид, показанный на рис. 8.47 (ТРД ВД-7). Рис. 8.47. Схема муфты с двухвенечной шлицевой втулкой и одним шарниром 315 Каждый шлицевой венец, имея короткие шлицы и боковые зазоры, уподобляется шарниру, а вся двухвенечная втулка – двойному шарниру, отчего валы не защемляются не только в трехопорном роторе, но и в четырехопорном. Осевая связь валов осуществляется гибкой штангой (ротор низкого давления АИ-25) или болтом, имеющим шарнирно-подвижное соединение с валами компрессора и турбины (рис. 8.48). Рис. 8.48. Схема муфты с двухвенечной шлицевой втулкой и двумя шарнирами В четырехопорных роторах двигателей ТР-1 и РД-20 роторы компрессоров и турбин зафиксированы от осевых перемещений каждый своим радиально-упорным подшипником. Функция муфты в этом случае – только передача крутящего момента валов, работающих с перекосом. Тогда конструкция муфты упрощается путем исключения шарнирного соединения. Конструкция соединительной муфты должна обеспечивать единственность и неизменность взаимного расположения деталей узла при работе двигателя, возможность применения простых монтажных операций с простым контролем за правильностью положения деталей узла в собранном виде, смазку и охлаждение подвижных шлицевых соединений. Невыполнение этих требований может привести к рассоединению валов при работе двигателя, нарушению балансировки ротора, ухудшению работы шлицевых и шарнирных соединений. Для уменьшения износа шлицы покрывают медью. 8.8. Расчет валов на прочность При расчете валов и соединительных муфт на прочность в качестве расчетных режимов принимают: 1. Выход самолета из пикирования и плоский штопор. При этом максимальные значения принимают массовые инерционные силы и гироскопический момент. 2. Режим максимального расхода воздуха через двигатель, что соответствует максимальному значению крутящего момента (этот режим является основным для расчета шлицевых соединений соединительных муфт). Кроме того, на этом режиме максимального значения достигает и 316 осевая сила, что важно при расчете шарнирного соединения и соединительной штанги. 3. Режим авторотации двигателя в полете, при котором на ротор действуют большие осевые силы, но в направлении, противоположном их действию при нормальной работе двигателя. Вал турбины воспринимает все виды нагрузок, действующих на ротор двигателя. Эти нагрузки можно разделить на внутренние, создаваемые элементами ротора в процессе работы двигателя, и внешние, которые возникают при эволюциях воздушного судна в полете. Внутренними нагрузками являются, например, центробежные силы инерции неуравновешенных масс ротора, сила его тяжести, крутящий момент. Внешние нагрузки, передаваемые на ротор от элементов конструкции воздушного судна при его эволюциях, приводят к появлению сил инерции (осевых и поперечных) и гироскопических моментов. 8.8.1. Определение действующих нагрузок Величины нагрузок в расчетных сечениях и напряженное состояние вала существенно зависят от его расчетной схемы. Наиболее типичные расчетные схемы консольного и двухопорного роторов турбины показаны на рис. 8.49. а б Рис. 8.49. Расчетные схемы однодискового консольного (а) и двухдискового двухопорного (б) роторов турбин 317 Расчетные схемы валов составляют в соответствии с типом конструкции роторов турбины и компрессора, числом дисков и их расположением относительно опор. Расчетная схема двухопорного ротора двигателя будет качественно такой же, как и схема, изображенная на рис. 8.49, б, в которой вместо диска первой ступени следует рассматривать приведенный к своему центру масс ротор компрессора, а вместо диска второй ступени – ротор турбины. При построении расчетных схем однодискового и барабанно-дискового роторов их массы считают сосредоточенными в центрах масс диска или всего ротора. Для многоступенчатых роторов дискового типа массы сосредотачивают в центрах масс каждого диска. Вал принимают невесомым. Роликовые подшипники изображают в виде шарнирно-подвижных опор (опоры В на рис. 8.49), а шариковые подшипники (или узел соединения вала турбины с валом компрессора) считают шарнирно-неподвижными опорами (опоры А на рис. 8.49). Все виды нагрузок, действующих на вал турбины, можно свести по направлению их действия к окружным, поперечным и осевым силам, которые вызывают кручение, изгиб и растяжение вала и формируют в нем сложное напряженное состояние. Крутящий момент создают окружные газодинамические силы, передаваемые на вал от рабочих лопаток турбины. Величину крутящего момента можно найти по соотношениям M KP N T 30 LT G Г , n (8.1) где N Т – мощность турбины, Вт; ω – угловая скорость вращения ротора, рад/с; L Т – удельная работа расширения газа в турбине, Дж/кг; G Г – расход газа через турбину, кг/с; n – частота вращения ротора, об/мин. Аналогично рассчитывается крутящий момент для каждой ступени турбины, в этом случае вместо удельной работы турбины L Т необходимо взять удельную работу ступени L СТ (аналогично можно рассчитать расход крутящего момента при передаче его по барабану компрессора). Из формулы (8.1) видно, что в качестве расчетного режима при определении крутящего момента можно принимать режим максимального расхода воздуха через двигатель. Эпюры крутящих моментов показаны в нижней части рис. 8.49. Осевая сила, передаваемая на вал от одного рабочего колеса турбины, с достаточной точностью может быть вычислена по формуле POC DCP h p1 p 2 G C1a C 2 a RK2 rH2 pП p З Pxy , (8.2) где D СР – средний диаметр проточной части рабочего колеса; h – высота рабочих лопаток; р 1 , р 2 – давления газа перед и за рабочими лопатками; С 1а , С 2а – осевые скорости газа на входе в рабочее колесо и выходе из него; R К – радиус корневого сечения рабочих лопаток; r H – наружный радиус 318 вала; p П , p 3 – давления газа на переднюю и заднюю стенки диска; Р xy – осевая сила инерции масс ротора, возникающая при разбеге и торможении самолета (положительное направление для этой силы совпадает с направлением потока газа). На рис. 8.50 показаны примеры эпюр осевых сил, действующих на элементы роторов. Рис. 8.50. Эпюры осевых сил, действующих на элементы роторов Силу Р xy удобно определять как произведение силы тяжести (веса) ротора P Т и коэффициента эксплуатационной перегрузки K i : P xу = P Т K i . Коэффициент K i для разбега самолета можно принимать равным 2, а для торможения – 3. Сила тяжести ротора может быть рассчитана так: P Т = m p g = Σ i V i g, где m р – масса ротора; g – ускорение силы тяжести (g = 9,81 м/с); i – плотность материала i-го элемента ротора; V i – его объем. В качестве расчетного режима при определении осевой силы целесообразно принимать взлетный режим при разбеге самолета, когда сила Р xy положительна. Эпюры осевых сил для различных расчетных схем роторов будут зависеть от взаимного расположения компрессора, турбины и радиальноупорного подшипника. Рекомендуется на эпюрах силы, вызывающие растяжение вала, считать положительными, а силы, вызывающие сжатие, – отрицательными. Поперечная сила, прикладываемая к сосредоточенным массам ротора, равна сумме сил: PP PT PРИ PРj , (8.3) где Р Т – сила тяжести ротора; Р РИ – радиальная сила инерции неуравновешенных масс ротора (вращающаяся радиальная нагрузка); P Рj – цен319 тробежная сила инерции, возникающая при криволинейных эволюциях воздушного судна в вертикальной плоскости. При эволюциях в горизонтальной плоскости эту силу необходимо суммировать с остальными геометрически: PР ( PТ PРИ )2 PРj2 . Силу Р Рj можно определить через коэффициент эксплуатационной перегрузки K j , который для расчетного режима выхода самолета из крутого пикирования следует принимать равным 3...4: P Рj = P Т K j . Неуравновешенность ротора характеризуют величиной статического дисбаланса, представляющего собой произведение несбалансированной массы и радиуса ее расположения: m r. Для современных роторов m r = 10...50 г·см. При известной величине m r радиальную силу инерции неуравновешенных масс ротора (в ньютонах) определяют по соотноше2 нию Р РИ = (m r)ω ·10-5. Для хорошо сбалансированных роторов, в которых m r < 10 г·см, сила Р РИ невелика, и в расчете ею можно пренебречь. Изгибающие моменты M ИР (см. рис. 8.49) от силы Р Р можно найти методами сопротивления материалов, определив усилия реакции в опорах ротора заданной расчетной схемы. В частности, для консольного ротора турбины (см. рис. 8.49, a) усилия реакции в опорах от действия силы Р Р определяются формулами R AP = (P Р а) /l; R BP = P Р (l + a/l), а для двухопорного двухдискового ротора (см. рис. 8.49, б) – R AP = (Р Р1 а 1 + Р Р2 а 2 )/ l; R BP = P r1 (l – a 1 /l) + Р r2 (l – a 2 /l). Максимальный изгибающий момент в первой расчетной схеме возникает на опоре В и имеет значение (М ир ) max = Р Р а. Для второй расчетной схемы изгибающие моменты в центрах масс первого и второго дисков можно определить так: (M иp ) 1 = R ВР a 1 ; (M иp ) 2 = R ВР a 2 . Гироскопический момент создают радиальные кориолисовы силы инерции масс ротора, возникающие под действием внешних сил при криволинейных эволюциях воздушного судна. Величина гироскопического момента М Г пропорциональна массовому полярному моменту инерции ротора J р , угловой скорости его вращения и угловой скорости поворота воздушного судна при эволюциях : M Г = J р ω. (8.4) Момент M Г действует в совмещенной плоскости векторов ω и в направлении поворота первого вектора ко второму по кратчайшему пути. Массовый полярный момент инерции ротора J p является мерой его инертности во вращательном движении и определяется известными соотношениями 320 J p = Vp r2dm = Vp r2dV, где V p – объем, занимаемый конструкцией ротора. Его можно определить после построения твердотельной модели ротора (например, в SolidWork). Достаточно простая методика приближенного расчета величины J p для рабочего колеса предусматривает расчленение колеса на ряд элементов простейших геометрических форм и последующее суммирование моментов инерции, определяемых для этих элементов по точным расчетным формулам. В предварительных расчетах массовый полярный момент инерции ротора можно оценить по эмпирической формуле J p = k p zD н 410-7, где k p – эмпирический коэффициент (для компрессора k p = 0,25...0,35; для турбины k p = 0,95...1,05); z – число ступеней компрессора или турбины; D н – наружный диаметр ротора, см. Необходимую для расчета гироскопического момента угловую скорость эволюции воздушного судна определяют по формуле = (gK j )/V П , где V П – скорость полета; К j – коэффициент эксплуатационной перегрузки при эволюции, который для расчетного режима выхода самолета из крутого пикирования, как отмечалось ранее, можно принять равным К j = 3...4. Эпюры изгибающих моментов М ИГ от гироскопического момента M Г изображены на рис. 8.49. Необходимые для их построения усилия реакции в опорах: R AГ = R ВГ = M Г / l (см. рис. 8.49, а) и R АГ = R ВГ = (М Г1 + М Г2 )/l (см. рис. 8.49, б). Суммарный изгибающий момент. В режиме выхода самолета из крутого пикирования гироскопический момент действует в горизонтальной плоскости, а момент от поперечной силы – в вертикальной. Поэтому суммарный изгибающий момент в любом сечении вала необходимо определять по правилу векторного суммирования: 2 2 M И М ИР М ИГ . (8.5) Рассмотрим расчетную схему для вала винта авиационного ТВД (рис. 8.51). Вал рассматриваем как балку на опорах А и В. Реакции на опорах и суммарный изгибающий момент определяем в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Крутящий момент, Н·м, определяется по известным величинам мощности N , Вт, и угловой скорости вращения ротора , рад/с: N M KP . 321 Рис. 8.51. Расчетная схема вала винта 8.8.2. Определение напряжений в валах При расчете напряжений выбирают несколько расчетных сечений вала, в которых возможно возникновение максимальных напряжений в результате действия больших нагрузок или вследствие малых величин геометрических характеристик сечений (площадей, моментов сопротивления кручению и изгибу). В качестве критерия сложного напряженного состояния вала используют напряжения σ Э , эквивалентные по характеру действия одноосным растягивающим напряжениям и определяемые по теории наибольших касательных напряжений: Э где напряжения изгиба ИЗГ Х ИЗГ 2 42КР , М ИЗГ W ИЗГ 2 2 М ИЗГ j М ГИР W ИЗГ (8.6) . Изгибающий момент М ИЗГ j от действия массовых инерционных сил определяют по известным массовым характеристикам деталей, центробежным силам от вращающихся масс деталей, силам инерции, возникающим при эволюциях летательного аппарата. Гироскопический момент М ГИР вычисляют по известным угловым скоростям вращения ротора и разворота летательного аппарата: 322 М ГИР I P sin . Момент сопротивления полого вала (трубы) изгибу, м3, определяется зависимостью D4 d 4 , WИЗГ 32 D где D – наружный диаметр вала; d – внутренний диаметр вала в расчетном сечении. Напряжения кручения KP М KP , WKP D4 d 4 – момент сопротивления полого вала (тругде WKP 2WИЗГ 16 D бы) кручению, м3. Напряжения растяжения (сжатия) вала в осевом направлении P 2 POC X OC (8.7) 2 , 2 FB d H 1 d BH / d H где POC – осевая сила, действующая на ротор компрессора или турбины и определяемая методами, изложенными в темах, посвященных конструк 2 2 ции компрессоров и турбин; FB D d – площадь поперечного сече4 ния полого вала (трубы). Суммарные нормальные напряжения, действующие вдоль оси вала, X X ИЗГ . (8.8) Как и напряжения изгиба σ ИЗГ , эти напряжения достигают своего максимального значения на наружной поверхности вала. Для высокоскоростных валов большого диаметра, которые применяются в роторах высокого давления двух- и трехвальных ГТД, существенных величин достигают напряжения растяжения от центробежных сил собственных масс. Рассматривая вал как тонкостенную цилиндрическую оболочку, величину окружных напряжений растяжения центробежными силами собственных масс определяют по формуле Ц 2 rB2 , (8.9) где r В = (D + d)/4 – средний радиус стенки вала. Статическую прочность вала оценивают по величине коэффициента запаса прочности К 0 ,2 σ 0 ,2 σЭ , 323 (8.10) где σ 0,2 – предел текучести материала при растяжении. Величины σ 0,2 для наиболее распространенных материалов валов турбин 18ХНВА и 40ХНМА можно принимать соответственно равными 800 и 850 МПа (при температуре 200 °С). Прочность вала по пределу текучести можно считать достаточной при К 0,2 = 1,3...2,0. Это условие не допускает возникновения в материале вала пластических деформаций, которые могли бы стать причиной нарушения нормальной работы ротора (задевания рабочих лопаток за корпус при появлении остаточного изгиба вала, дисбаланса ротора и т. п.). Валы ГТД рассчитывают также на сопротивление многоцикловой усталости с учетом влияния переменного гироскопического момента. Шлицевое соединение валов проверяется на смятие, изгиб и срез шлицевых зубьев известными методами сопромата. Шарнирное соединение (шарнир или сферические шайбы) рассчитывается на смятие, соединительная штанга – на растяжение. Поскольку вал зачастую имеет участки с поперечными отверстиями, шлицами, резьбами, галтелями (при ступенчатом изменении диаметра вала), местные напряжения на этих участках будут больше, чем рассчитанные эквивалентные напряжения. Это учитывается эффективными коэффициентами концентрации напряжений (рис. 8.52). Рис. 8.52. Значения коэффициентов концентрации напряжений в элементах конструкции вала В выполненных конструкциях современных ГТД напряжения σ СЛ составляют 250…650 МПа. Коэффициент запаса прочности по пределу прочности материала при заданной температуре k в = 1,2…2,0. Для увеличения усталостной прочности вал изготавливают штамповкой и обрабатывают поверхности до чистоты высокого класса. При изготовлении вала необходимо избегать рисок, подрезов и резких переходов диаметров. 324 8.9. Расчет потребной мощности пускового устройства Одной из важных характеристик ГТД, определяющей его готовность к выполнению полетного задания, является процесс запуска. Запуск представляет собой перевод ГТД из неработающего состояния в состояние самостоятельной работы на минимальном устойчивом режиме – режиме малого газа. Расчет процесса запуска и его оптимальной программы сопряжен с определенными трудностями, поскольку параметры рабочего тела при запуске существенно отличаются от расчетных. Одна из задач проектирования пусковой системы – выбор типа и расчет потребной мощности устройства предварительной раскрутки ротора (пускового устройства). По величине мощности проводятся прочностные расчеты элементов привода. Величина потребной мощности пускового устройства определяется из условия обеспечения заданной продолжительности запуска двигателя. Для самолетов-перехватчиков зап 35 с, для самолетов-штурмовиков зап 45 с, для транспортных и пассажирских самолетов зап – до 120 с. При запуске двигателя на его ротор действуют момент сопротивления М С , момент пускового устройства М ПУ и момент М Т , развиваемый турбиной двигателя. Время запуска складывается из трех этапов (рис. 8.53). Рис. 8.53. Диаграмма запуска ГТД На первом этапе раскрутка ротора происходит только под действием пускового устройства. Крутящий момент стартера расходуется на уско325 рение ротора, преодоление сопротивления сжатию воздуха в компрессоре и преодоление трения в подшипниках. Турбина в этот период не создает крутящего момента и только создает сопротивление при проталкивании через нее воздуха и раскрутке ротора. Этот этап иногда называют холодной раскруткой ротора. Заканчивается он при частоте вращения: n1 8…12 % для одновального ТРД; n1 15…20 % для ТРДД; n1 13…17 % для ТВаД; n1 14…18 % для ТВД. На этом этапе контролируются параметры стартера (если запуск, например, турбостартерный), частота вращения ротора запускаемого двигателя и время начала работы его турбины. На втором этапе (от момента вступления в работу турбины двигателя до момента отключения пускового устройства на оборотах n 2 ) начинается участие газовой турбины в раскрутке ротора. При частоте вращения n 1 зажигается запольное устройство и топливо подается в форсунки. При этом возрастают температура Т Г * и давление газов перед турбиной. Но пусковое устройство на этом этапе еще сопровождает турбину, поэтому общий крутящий момент составляет М ПУ + М Т . Иногда процесс холодной раскрутки ротора проходит достаточно близко от границы помпажа, поэтому температура газа при воспламенении топливовоздушной смеси (ТВС) должна быть не очень высокой, и линия разгона по границе помпажа пройдет правее. Тогда момент М Т , развиваемый турбиной двигателя, окажется невысоким и процесс запуска затянется. В этом случае включают перепуск воздуха, граница помпажа смещается в сторону меньших приведенных расходов воздуха, что позволяет * повысить Т Г на воспламенении. Второй этап заканчивается на оборотах n 2 , когда турбина развивает мощность, достаточную для дальнейшей самостоятельной раскрутки ротора: n2 30…40 % для одновального ТРД; n2 40…45 % для ТРДД; n2 45…60 % для ТВаД; n2 45…55 % для ТВД. На этом этапе необходимо тщательно контролировать изменения температуры газов перед (или за) турбиной, не допуская ее повышения больше установленного предела, так как для сокращения времени запуска двигатель работает на практически предельном уровне температуры га326 зов, при этом достигается наибольшее значение мощности турбины. Например, максимальная температура газов за турбиной компрессора в ТВаД ГТД-350 t max = 940 ºС, а при запуске t зап – до 970 ºС. На этом этапе происходит накопление термических напряжений в деталях камеры сгорания и турбины, что снижает ресурс двигателя. Поэтому темп увеличения температуры назначается с учетом этих напряжений и возможных теплосмен. На третьем этапе (от момента отключения пускового устройства на оборотах n 2 до выхода двигателя на режим малого газа) дальнейший разгон ротора до n МГ осуществляется только турбиной двигателя. На рис. 8.54 показан характер изменения параметров двигателя в процессе запуска. Рис. 8.54. Изменение параметров в процессе запуска Величина М ПУ = f (n) определяется типом пускового устройства. Момент сопротивления M С = f (n) и момент M Т = f (n), развиваемый турбиной, являются пусковыми характеристиками двигателя. Величина M С обусловлена в основном мощностью, необходимой для привода компрессора при сжатии в нем воздуха, и изменяется по кривой, близкой к параболе: M C GB c pTBX Lад к L G Cn 2 , где C 30 ад к B . к к n 3 МГ На величину момента сопротивления влияют также расходы мощности на привод агрегатов и трение в подшипниках ротора и коробок приводов агрегатов. Эти затраты учитываются путем увеличения момента на привод компрессора на 3…5 %. 327 Момент M Т определяется мощностью, развиваемой турбиной двигателя на втором и третьем этапах запуска. Для установившихся режимов 1 * * N T уст GГ LадТ уст 1,14GB устTГ уст 1 * 0 ,25 T уст . T ycm В процессе запуска без учета перепуска воздуха клапанами (при GГ ≈ GB) Т *Г зап N к 1 * * N T зап 1,14GB запTГ зап 1 * 0 ,25 T зап , или N T зап * . Т зап Т мех Г уст В уравнение для определения мощности турбины входит КПД турбины, который на пусковых режимах значительно ниже, чем на рабочих. Процесс запуска определяется системой уравнений, описывающих движение аккумуляторов энергии. Основное влияние на динамические характеристики при запуске оказывает аккумуляция механической энергии. Влиянием объемов можно пренебречь. В более корректных расчетах необходимо также учитывать аккумулирование тепловой энергии, так как камера сгорания и турбина в начале запуска – холодные и забирают часть энергии на нагрев элементов. Если учитывать только механические преобразования, то разгон ротора можно описать уравнением d d J M ПУ M T М С J M ПУ M T M K M TP . dt dt Уравнение баланса мощностей при запуске имеет вид Т *Г зап N к N N ПУ к N j , * Т Г уст η мех η мех d – мощность, затрачиваемая на преодоление инерционных dt G T сил; N к B* вх *к 0 ,286 1 – мощность, потребляемая для сжатия воздуха к в компрессоре. Продолжительность каждого этапа зависит от величины избыточного крутящего момента М изб , действующего на ротор двигателя на соответствующем этапе. Таким образом, ротор ГТД при запуске ускоряется под действием избыточного момента: – I этап – М изб I М ПУ М С ; где N j J – II этап – М изб II М ПУ М Т М С ; – III этап – М изб III М Т М С . В общем случае избыточный момент , M изб J ПР 328 где J ПР – массовый момент вращающихся частей, приведенный к оси ро – угловое ускорение, тора, Н·м2 (в старой системе МКС – кгс·м·с2); рад/с. dn n , . Поскольку 30 dt 30 Величина массового приведенного момента ротора определяется после выполнения твердотельного моделирования ротора. На этапе предварительного проектирования двигателя массовый приведенный момент инерции ротора может быть определен приближенно: J ПР 0,33iK DK4 iT DT4 , где DK и DT – диаметры роторов компрессора и турбины, м; iK и iT – количество ступеней компрессора и турбины. Например, для ТРД ВК-1А J ПР = 0,73 кгс·м·с2, или 7,161 Н·м2. В случае ТВД добавляется воздушный винт, момент инерции которого Таким образом, M изб 4,4 J ПР 0 ,28 DВИНТА . dn J ПР . 30 dt Порядок определения потребного момента пускового устройства: 1. На заданные пусковые характеристики двигателя наносят ряд характеристик принятого типа пускового устройства с различными величинами начальных моментов М 0 (рис. 8.55). Рис. 8.55. Изменение моментов в процессе запуска 329 М изб 2. Для каждой характеристики пускового устройства строят эпюры f (n) на трех этапах запуска (рис. 8.56). Рис. 8.56. Расчет избыточных моментов на этапах запуска 3. Время запуска определяется зависимостью зап J ПР 30 n МГ 0 dn M изб . Так как аналитическое выражение функции М изб f n найти не удается, то время запуска определяют графическим или численным интегрированием: k n J ПР . 30 1 M изб ср i 4. Расчет проводят для трех-четырех разных характеристик пускового устройства и строят график зависимости начального момента пускового устройства М 0 от времени запуска (рис. 8.57). зап Рис. 8.57. Определение потребной мощности пускового устройства 330 По заданному максимально разрешенному времени запуска зап max находят минимально потребную величину начального момента пускового устройства М 0 потр . В случае применения газотурбинного стартера при определении М 0 потр следует учесть время, необходимое для запуска и разгона самого стартера, которое обычно составляет 15…20 с. 5. Величина максимальной расчетной мощности устройства предварительной раскрутки ротора определяется видом его характеристики, т. е. законом изменения крутящего момента стартера в зависимости от частоты вращения. Для большинства современных пусковых устройств этот закон близок к линейному: M ПУ М 0 bn . Например, для воздушного турбостартера b 6,28GB Rcp2 , где G B – расход воздуха через турбину стартера; Rcp – средний радиус турбины стартера. Для газотурбинного стартера b 3...5 10 7 Нм об/мин (часто принимают b 0 ). На выходном валу стартера M ПУ вых.в M ПУ i ред ред , где i ред – передаточное число редуктора, ред – КПД редуктора ( ред 0,98). Необходимо также учесть, что при страгивании ротора от состояния покоя момент сопротивления значительно больше, чем при его вращении: М стр тр Р d ш. в , 2 где тр 0,3…0,35 – коэффициент трения в подшипниках; Р – вес ротора; d ш.в – диаметр шейки вала. Поэтому крутящий момент на выходном валу пускового устройства должен превышать момент страгивания. Мощность пускового устройства: N ПУ M ПУ M ПУ n (в ваттах); 30 M ПУ n M 0 bnn (в лошадиных силах). 716,2 716,2 Частоту вращения ротора n 2 , соответствующую моменту отключения N ПУ пускового устройства, выбирают из условия обеспечения надежной рас331 крутки ротора двигателя, т. е. n2 nравн , однако превышение n2 над nравн не должно быть значительным, потому что продолжительность запуска в этом случае снижается несущественно, а масса пусковой системы увеличивается значительно. Таким образом, потребная мощность пускового устройства тем больше, чем больше момент инерции ротора и момент сопротивления (сопротивление сжатию воздуха в компрессоре, трение в подшипниках, сопротивление в агрегатах) и чем меньше потребное время запуска. Для запуска двигателей малой тяги требуются пусковые устройства мощностью 4…7 кВт, средней тяги – 15…25 кВт, а для обеспечения ускоренного запуска двигателей большой тяги – 100…300 кВт. Приближенно потребную мощность N ПУ , л. с., для зап 60…90 с можно определить по формуле 2 N ПУ аPmax , 8 где Pmax – тяга двигателя на максимальном режиме; а 1,3...1,4 10 л. с. . Н Ориентировочно можно считать, что требуемая мощность пускового устройства при продолжительности запуска 30…60 с для ТВД составляет 10…18 кВт на каждую 1 000 кВт мощности. Для ТВаД мощностью 1 000…10 000 кВт мощность пускового устройства ориентировочно составляет 1,5…2,0 % , при мощностях менее 1 000 кВт – 2,5…3,0 % от мощности ГТД. На рис. 8.58 показаны графики изменения расхода топлива и частот вращения роторов низкого и высокого давления двухвального ТРДД в процессе запуска. Рис. 8.58. Изменение расхода топлива и частот вращения роторов двухвального ТРДД в процессе запуска 332 8.10. Подшипники роторов ГТД Опора ротора включает в себя подшипник с деталями его крепления, непосредственно примыкающие к нему лабиринтные и контактные уплотнения и элементы системы смазки и охлаждения. Конструктивное исполнение опор зависит от их назначения и мест установки на роторе. В настоящее время в опорах роторов авиационных ГТД применяются подшипники качения. Их основные достоинства: малое внутреннее сопротивление как при запуске, так и на установившихся режимах работы двигателя; надежная работа при высокой частоте вращения; малые масса и габариты; простота конструкции и эксплуатации. Радиально-упорные шариковые подшипники предназначены для восприятия комбинированных нагрузок с преобладанием осевой силы. При больших нагрузках применяются трех- и четырехточечные шариковые подшипники. Роликовые радиальные подшипники способны воспринимать в основном радиальные нагрузки большой величины. Для уменьшения осевого усилия, действующего на радиальноупорный подшипник, применяется разгрузка. При этом осевое усилие должно превышать максимально возможную нагрузку (действовать на всех эксплуатационных режимах всегда вперед, по потоку, с силой 10…30 кН, например, при разгоне летательного аппарата). Это исключает возможность возникновения ударных нагрузок на шарик и беговые дорожки колец и обеспечивает приработку шарика к одной стороне беговых дорожек. В авиационных ГТД применяются подшипники легких и особо легких серий, высокого класса точности, с хорошо сбалансированным точеным сепаратором. Сепараторы центрируются по внутренней поверхности наружной обоймы. При такой конструкции улучшаются теплоотвод от подшипника благодаря подводу смазки под сепаратор и балансировка сепаратора в результате его приработки. По условиям работы в системе ГТД подшипники относятся к тяжело нагруженным высокоскоростным. Температура подшипников, в особенности подшипников турбин, достигает 200…250 ºС, частота вращения ротора – от 5 000 об/мин в ГТД до 60 000…120 000 об/мин во вспомогательных силовых установках. Подшипники могут надежно работать при температуре на наружном кольце на 40…50º ниже температуры отпуска материала, из которого сделан подшипник. Например, сталь ШХ15-Ш (хромистая высокоуглеродистая твердокалящаяся сталь электрошлакового переплава), из которой часто изготавливают подшипники в общем машиностроении, имеет температуру отпуска 175 ºС и надежно работает при температуре не выше 120…130 ºС. Улучшением термообработки сталей и применением специальных улучшенных сталей можно повысить эксплуатационную температуру до 333 225…250 ºС. Поэтому подшипники в значительной мере определяют надежность и ресурс двигателя. Легированная вольфрамом сталь ЭИ347Ш (8Х4В9Ф2-Ш), изготавливаемая электрошлаковым переплавом, менее технологичная и более дорогая, чем ШХ15-Ш, обеспечивает работоспособность подшипника до 450 ºС. Иногда применяют высокохромистую сталь 95Х18-Ш. После низкого отпуска она обеспечивает рабочие температуры 150…160 ºС, с высоким отпуском – 400…420 ºС. Такие подшипники часто применяют в опорах с консистентной смазкой, например, на БЛА. Молибденовая сталь М50 вакуумно-дугового переплава обеспечивает рабочие температуры до 320 ºС. Однако при применении такой стали существует барьер по максимальной частоте вращения: при dn > 2,4·106 мм·об/мин на дорожках качения возникают окружные растягивающие напряжения более 190 МПа. Наружные обоймы подшипников устанавливают в жестких стальных стаканах с небольшим зазором (0,02…0,04 мм) для обеспечения температурного расширения подшипника при его нагреве. Внутреннюю обойму напрессовывают на вал с небольшим натягом (0,005…0,030 мм), чтобы стык не раскрылся при нагреве. Такая установка подшипника обеспечивает хорошее центрирование ротора и предотвращает заклинивание тел качения при нагреве опоры. Предусматривается возможность снижения нагрева подшипников путем устройства тепловых дросселей, установки подшипников не непосредственно на вал, а через переходную втулку с подачей в зазоры втулки охлаждающего воздуха, интенсивной смазки подшипников. В районе радиально-упорного подшипника предусматривается установка регулировочного кольца для регулирования осевых зазоров между ротором и статором. При установке ротора на несколько опор и при несоосности этих опор может произойти перераспределение нагрузки на подшипники, при этом уменьшается нагрузка на одном подшипнике и увеличивается на другом. В обоих случаях подшипники выходят из строя: перегруженный – из-за овализации тел качения, увеличения трения и перегрева; недогруженный – из-за увеличения трения тел качения о сепаратор и более сильного воздействия на него вибрационных и ударных нагрузок (вместо качения шарики или ролики начинают проскальзывать по беговым дорожкам). Поэтому стараются проектировать опоры таким образом, чтобы подшипники всегда были под некоторой нагрузкой. Это достигается, например, постановкой самоустанавливающегося подшипника (рис. 8.59). Затяжка пружины в самоустанавливающейся опоре выбирается такой, чтобы при нормальной загрузке опора работала как жесткая, а при нарушении соосности опор силы трения между фланцем стакана и диафрагмой преодолевались силой упругости вала, и центр подшипника смещался в новое положение в пределах величины А. 334 Рис. 8.59. Самоустанавливающийся подшипник Осевая фиксация ротора в корпусе осуществляется с помощью радиально-упорного подшипника с силовой фиксацией его колец в корпусе опоры и на валу (рис. 8.60). Рис. 8.60. Шариковый подшипник опоры ротора ГТД: 1 – статорная часть опоры; 2 – роторная часть опоры; 3 – подшипник; 4 – фланец; 5 – упорная гайка При чрезмерно большой осевой силе иногда устанавливают рядом два радиально-упорных подшипника (АМ-3, Р11Ф-300), что усложняет конструкцию опоры и подбор подшипников (жесткость в плоскости подшипников, размеры подшипников и зазоры в пакете должны быть одинаковыми). Регулировку такой опоры выполняют установкой специально подбираемых по размерам дистанционных колец у внутренних и наружных обойм. Роликовые радиальные подшипники (рис. 8.61) способны воспринимать радиальные нагрузки большой величины. 335 Рис. 8.61. Роликовый подшипник опоры ротора ГТД: 1 – подшипник; 2 – корпус; 3 – упругое колесо с масляным демпфером; 4 – масляная форсунка Для уменьшения трения, износа деталей и охлаждения подшипников применяется их смазка. Смазка осуществляется минеральными (МК-8, МС-20, трансформаторное и др.) или синтетическими (ВНИИ НП-50-1-4Ф, Б3В, ИПМ-10, КУ) маслами. Масло отводит от подшипника тепло, выносит мелкие частицы – продукты износа, предохраняет поверхности от коррозии, способствует уменьшению контактных напряжений и наклепа, снижает уровень шума. Величина потребной прокачки масла через опору определяется в основном тепловым состоянием подшипника и составляет для роликовых подшипников компрессора 1…3 литра в минуту, для роликовых подшипников турбин и радиально-упорных шариковых подшипников – от 4 до 12 литров в минуту. Масло к подшипнику подается струйными форсунками (до 6–8 штук на подшипник), расположенными по окружности. Подача масла осуществляется обычно на внутреннюю обойму под сепаратор, откуда оно центробежной силой отбрасывается на тела качения и внешнюю наружную обойму. Недостаточная подача масла приводит к увеличению температуры внутреннего кольца и тел качения, уменьшению зазоров в подшипнике и, в конечном счете, к его заклиниванию. Для улучшения циркуляции масла, исключения переполнения полости опоры и вспенивания масла обеспечивается его отток в маслосборник и полная откачка из масляных полостей. Для этого производительность откачивающих насосов должна быть в 3–4 раза больше, чем нагнетающего маслонасоса. Основными задачами подбора и расчета подшипника являются: – определение возможной продолжительности его работы (долговечности); – определение предельной частоты вращения; – определение статической грузоподъемности подшипника; 336 – определение теплового состояния подшипникового узла или потребной прокачки масла. Так как подшипники роторов ГТД работают при переменных нагрузках и переменном числе оборотов ротора, их расчет выполняется для некоторого эквивалентного режима, характеризуемого эквивалентной частотой вращения ротора на наиболее длительном режиме работы двигателя. Фактические осевая и радиальная нагрузки, действующие на радиальноупорный подшипник, приводятся к эквивалентной нагрузке. Долговечность подшипника (ГОСТ 18855–94, ИСО 251–90) определяется формулой L расч Cr / Pr 106 / 60n , где n – частота вращения, об/мин; Cr – радиальная динамическая грузоподъемность, Н; Pr – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; = 3 для шарикоподшипника, = 3,3 для роликоподшипника. В результате расчета определяется коэффициент запаса долговечности – отношение расчетной долговечности подшипника к ресурсу двигателя. Для двигателей военных самолетов коэффициент запаса долговечности должен составлять не менее 1,4…2,0, для двигателей пассажирских самолетов – не менее 1,5…3,0. Предельная частота вращения (максимально допустимая частота вращения, при превышении которой не обеспечивается расчетная долговечность подшипника) может быть ориентировочно оценена для авиационных подшипников по эмпирической формуле мм об nd 1,6...2,0 106 , мин где n – частота вращения ротора, об/мин; d – внутренний диаметр подшипника, мм. Это условие выполняется при окружной скорости внутреннего кольца подшипника не более 80…100 м/с. Для подшипников бытового назначения эта величина составляет мм об nd 1,8...5,5 105 . мин Одним из важных критериев надежности и долговечности опоры является рабочая температура подшипника. Поэтому при подборе подшипников ГТД наряду с общепринятыми расчетами на грузоподъемность и скорость обязательно выполняют расчет теплового режима опоры. Такой расчет может выполняться в двух вариантах: – в проектировочном расчете определяется требуемое количество прокачиваемого через опору масла; – в проверочном расчете, когда подшипниковый узел уже спроектирован, оценивается температура подшипника при заданных условиях эксплуатации двигателя. 337 Как отмечалось ранее, функции масла в опоре двигателя многообразны (отвод тепла, уменьшение трения, отвод продуктов износа, защита от коррозии, предотвращение нагартовки и наклепа, снижение шума), но расчет прокачки ведется по его основной функции – по количеству отводимого тепла, так как все остальные функции требуют меньшего количества прокачиваемого масла. Прокачка масла через опору должна быть оптимальной. Экспериментальные исследования показали, что при малой прокачке масла тепло от подшипника отводится недостаточно хорошо, и он перегревается. При слишком большой прокачке масла в опоре образуется масляная ванна, масло удаляется неполностью, возрастают гидравлические потери и также растет температура подшипника. Значительное количество тепла в подшипнике выделяется в результате трения. Коэффициент трения качения определяют по экспериментальной зависимости d d0 fк f пр , 2 ,4d цт где d – диаметр цапфы, на которую посажено внутреннее кольцо; d цт – диаметр окружности центров масс тел качения; d 0 – диаметр тела качения; f пр – безразмерный коэффициент трения эквивалентного подшипника скольжения. Для шарикоподшипников безразмерный коэффициент трения f пр 0 ,001...0 ,004 , для роликовых – несколько выше из-за трения на торцах ролика: f пр 0 ,002...0 ,006 . В более точных расчетах высоконагруженных подшипников ГТД необходимо также учитывать дополнительно контактно-динамическое трение, потому что при большой нагрузке масляная пленка становится в сотни раз тоньше и может начаться качение со скольжением. Теоретические исследования, подтвержденные экспериментами, показали, что расчет теплового режима шариковых и роликовых подшипников ГТД, работающих без внешнего подогрева, можно выполнять по одной и той же методике, только с некоторыми уточнениями для каждого типа подшипника, так как характер тепловыделения в подшипниках практически одинаков и одинаковы критериальные уравнения. Если же в опоре есть подвод тепла к подшипнику извне (например, через нагретый вал турбины или через стенки корпуса от горячего газа), то эта методика используется как первая часть расчета. Исходные данные 1. Геометрические размеры: – диаметр вала d B , м; 338 – диаметр окружности центров масс тел качения d ЦТ D dВ , м, 2 где D – наружный диаметр подшипника; – характерный размер тела качения ( l d РОЛ или l d ШАР ); – количество тел качения m . В предварительных расчетах, когда подшипник еще не выбран и неизвестны количество и размер тел качения, рекомендуется принять m 16 и l 0 ,1875d В . 2. Частота вращения вала n , об/мин. 3. Радиальная нагрузка P , Н, – для роликового подшипника, осевая нагрузка A , Н, – для шарикового подшипника; – относительный радиальный зазор (радиальный люфт) h h для d ЦТ роликового подшипника; – угол контакта между телом качения и наружной обоймой для шарикового подшипника , град. Для легконагруженных роликовых подшипников абсолютный зазор составляет h 0,1 мм, для тяжелонагруженных – h 0,185 мм. Угол контакта в нормально работающем шариковом подшипнике 26º. 4. Температура масла на входе в подшипник t М .вх , ºС. 5. Максимально допустимая температура на внешней поверхности наружного кольца подшипника t ПОДШ МАХ , ºС, при проверочном расчете или потребная прокачка масла qM , кг/ч, при проектировочном расчете. Порядок расчета 1. Определение окружной скорости сепаратора, м/с: d ЦТ k U n, 120 где k d РОЛ или k d ШАР сos . 2. Определение теплофизических параметров масла при рабочей температуре внешнего (если нет подогрева, то принимают t М .вых t ПОДШ МАХ , а при внешнем подогреве – t М . вых 0 ,80...0 ,95t ПОДШ МАХ ); – коэффициент кинематической вязкости масла , м2/с, при рабочей температуре; – плотность масла , кг/м3, при рабочей температуре; – критерий Прандтля Pr , где a – коэффициент температуропроa водности масла; 339 – удельная теплоемкость масла C М , Дж/(кг·град), при рабочей температуре. 3. Критерий Рейнольдса для шарикового и роликового подшипников рассчитывается по одной и той же формуле Re Ul , только для роликоν вого подшипника в качестве характерного размера l подставляется диаметр ролика, а для шарикового – диаметр шарика. 4. Расчет нагрузки, действующей на одно тело качения: – для роликового подшипника центробежная сила, действующая на один ролик, определяется как РЦБ усилие РСР Р на образующую 2 ,92 Р mРЦБ 2m 3 d РОЛ U2 12,25 10 , тогда осредненное d ЦТ одного 3 ролика определяется формулой , Н; – для шарикового подшипника средняя нагрузка на один шарик опА ределяется формулой РСР Ш , Н. m 5. Критерий Эйлера представляет собой соотношение между силами давления и силами инерции и рассчитывается по формуле: PCP P – для роликового подшипника Eu 2 ; Ud РОЛ – для шарикового подшипника Eu PCP P Ud ШАР 2 . 6. Определение суммарного коэффициента сопротивления: C a Re k Eu i Pr j b Re c Pr x . Для роликового подшипника b 18 105 , c 1,25, x 1 при любых нагрузках. При радиальных нагрузках до 2 кН a 1,26, k 0,5, i 0,5, j 0 ; при радиальных нагрузках до 50 кН a 62,3, k 0,63, i 0,25, j 0,4 . Для шарикового подшипника при любых нагрузках b 16,6 105 , c 1,25, x 1 ; a 14 ,7 10 5 , k 0 ,214 , i 0 ,287 , j 0 ,44 . 7. Определение внутреннего теплового потока, Вт: 2 3 Q C ml U . 3 Для роликового подшипника 1 1,2 10 d В 0 ,00125 h и l d РОЛ ; для шарикового подшипника β 1 и l d ШАР . 340 8. Далее расчет может выполняться в двух вариантах: а) проектировочный расчет – определение потребной прокачки масла qM , кг/ч, через подшипник, обеспечивающей заданную температуру t ПОДШ . МАХ : qM 3600 Q C М t ПОДШ .МАХ t М .вх ; б) проверочный расчет – определение рабочей температуры подшипника t ПОДШ , ºС, при заданной прокачке масла qM : t ПОДШ t М .вх 3600 Q CМ qM . Оценка температуры подшипника t ПОДШ выполняется методом итераций. Для этого в пункте 2 расчета задаются величиной t ПОДШ . ЗАД , близкой к ожидаемой, по ней определяют теплофизические параметры масла (теплоемкость, плотность, вязкость) и проводят расчет до пункта 8, б. Если температуры t ПОДШ . ЗАД и t ПОДШ . РАСЧ будут существенно отличаться (например, более, чем на 5 %), то находят новое приближение t ПОДШ . ЗАД 1 t ПОДШ . РАСЧ t ПОДШ . ЗАД 2 и расчет повторяют с пункта 2. 2 Если в опоре существует внешний подогрев подшипника (воздухом через лабиринтные уплотнения, от диска турбины через вал, горячим газом через корпус опоры и т. п.), то далее определяют внешний тепловой поток от источника и добавляют дополнительно расход масла, достаточный для отвода этого тепла, или рассчитывают температуру подшипника с учетом дополнительного подогрева при заданной прокачке масла. 8.11. Конструкция упругодемпферных опор роторов ГТД В большинстве современных газотурбинных двигателей роторы устанавливают на упругодемпферных опорах. Основное назначение упругодемпферных опор – снижение общего уровня вибраций роторов и всего двигателя в целом и устранение опасных резонансных колебаний из рабочего диапазона или смещение их на безопасные режимы. Для решения этих задач параметры и характеристики опор, а также место их расположения должны быть согласованы с динамическими характеристиками роторов в системе двигателя. Такое согласование необходимо выполнять на этапе проектирования двигателя, потому что изменение динамических характеристик уже построенного двигателя в процессе доводки трудно реализовать, поэтому требуется, как правило, существенная переделка конструкции всего двигателя. Конструкции упругодемпферных опор разнообразны, но все они выполняют две основные функции: 341 – создают упругую податливость опор, что изменяет упругую систему ротора и всего двигателя, ведет к снижению собственных частот колебаний системы, устранению резонансов на рабочих режимах двигателя, изменению формы колебаний системы ротора и корпуса и динамических напряжений в деталях; – поглощают энергию колебаний системы, превращая ее в тепло, что не позволяет развиться вынужденным колебаниям с большими амплитудами и динамическим напряжениям во всех деталях двигателя; для каждой опоры существует оптимальный коэффициент демпфирования, при котором достигается наибольшее снижение вибрации. Упругодемпферные устройства опор расположены, как правило, между корпусом и наружным кольцом шариковых или роликовых подшипников ротора, их основные размеры определяются размерами цапф и подшипников ротора. Опоры ротора с упругодемпферными устройствами называют упругодемпферными. В настоящее время наиболее широко используются опоры трех видов: – с кольцевыми упругими элементами; – со стержневыми упругими элементами (типа «беличье колесо»); – гидродинамического типа. 8.11.1. Конструкция опор с кольцевыми упругими элементами Основной упругий элемент опоры – тонкостенное упругое кольцо 1 (рис. 8.62). Оно вставлено между корпусом и внешним кольцом подшипника с определенным натягом и опирается своими выступами на кольцо 2, установленное в корпусе 3, и на выступы кольца 4, расположенного на внешнем кольце подшипника 5. а б в Рис. 8.62. Упругодемпферная опора с кольцевыми упругими элементами: а – конструкция с одним упругим кольцом; б – схема установки упругого кольца; в – кольцо-компенсатор деформаций упругого кольца 342 При радиальном перемещении подшипника участки упругого кольца прогибаются, создавая упругую реакцию на подшипник. Упругое кольцо обычно имеет 9–12 выступов и столько же упругих участков. Выступы расположены в шахматном порядке, и взаимное положение колец фиксируется специальной контровкой. Толщина и ширина упругого кольца, а также число участков определяют жесткость опоры, а высота выступов – допустимую по прочности величину прогиба участка кольца. Обычно она равна 0,10…0,25 мм, но должна быть не менее удвоенного статического прогиба. Чтобы все участки кольца участвовали в работе, его устанавливают в корпус с натягом по выступам, равным половине высоты выступа. Во избежание люфта по внутренним выступам кольца 4 упругое кольцо 1 должно иметь натяг. Величина натяга достаточна в пределах до 0,02 мм. Деформация участков кольца вызывает насосный эффект в виде выдавливания или засасывания масла, что создает демпфирующий эффект. Масло перетекает через торцевые зазоры и специальные калиброванные отверстия 6. Наибольший эффект демпфирования достигается путем подбора зазоров и размеров отверстий. Кроме того, отверстия 6 предотвращают возможность возникновения в полостях на ходе всасывания разрывов масляных пленок и ухудшения демпфирующей способности опоры. На рис. 8.63 показаны разновидности конструкций колец. Кольцо со специальным ограничителем прогиба позволяет более точно калибровать величину прогиба кольца, что весьма важно во избежание перегрузки кольца и потери его упругости. Упругую систему, состоящую из двух-трех колец, применяют в тех случаях, когда необходимо уменьшить жесткость опоры. а б в г Рис. 8.63. Разновидности конструкций упругих колец: а, б – однокольцевые схемы; в – кольцо с ограничителем прогиба; г – двухкольцевая схема Конструкция упругой опоры с упругими кольцами – компактная и легкая. Однако изготовление упругих колец требует прецизионной точности их размеров, а также посадочных диаметров. Для достижения стабильности упругодемпферных характеристик опор при сборке необходима их доводка на специальной установке. 343 8.11.2. Конструкция опор со стержневыми упругими элементами типа «беличье колесо» Название «беличье колесо» возникло вследствие внешнего сходства конструкции упругого элемента с беличьим колесом (рис. 8.64). Упругодемпферная опора представляет собой втулку с большим количеством прорезей (втулку с одной стороны прикрепляют с помощью фланца к корпусу, а с другой – в нее вставляют подшипник ротора). Конструкция корпусной втулки может быть различной, но иногда ее выполняют тоже в виде «беличьего колеса». В этом случае корпусная втулка является вторым упругим элементом опоры. Под действием радиальной силы подшипника стержневые элементы упругой втулки работают на изгиб. а б Рис. 8.64. Упругодемпферная опора типа «беличье колесо»: а – упругая втулка; б – конструкция опоры КНД ТВаД Д-136 Жесткость опоры определяется толщиной стенки втулки, шириной прорезей, числом и длиной образовавшихся стержневых элементов. Для того чтобы стержневые элементы имели одинаковую жесткость и напряженность во всех направлениях изгибной деформации, их поперечное сечение должно быть круглым. Но технологически проще изготавливать стержни квадратного сечения. Демпфер опоры – тонкий масляный слой между втулками. Толщина слоя (0,2 ... 0,3 мм) определяет величину упругой радиальной деформации опоры. Масло поступает в зазор из кольцевой канавки корпуса через равномерно расположенные отверстия во втулке. Длина демпфирующего масляного слоя определяется расположением уплотняющих колец. Демпфирующие свойства опоры зависят от толщины и ширины мас344 ляного слоя. Поэтому эти параметры при проектировании опоры оптимизируют расчетными методами и дорабатывают экспериментально. Масляный слой создает не только гидродинамический эффект демпфирования. Радиальная сила от ротора представляет собой вращающийся вектор, угловая скорость которого равна угловой скорости ротора, поэтому масляный слой работает как гидродинамический подшипник. Таким образом, гидродинамическая радиальная сила дополняет упругую силу, создаваемую стержнями опоры. 8.11.3. Гидродинамическая демпферная опора В отечественной и зарубежной практике все более широко применяются опоры с гидродинамической масляной пленкой без упругих элемент ов (рис. 8.65). Основное достоинство гидродинамической опоры – простота конструкции. Подбор толщины и ширины масляной пленки требует специального расчета гидродинамики масляного слоя, так как он является полностью несущим и демпфирующим. Рис. 8.65. Устройство гидродинамической демпферной опоры: 1 – подвод масла из магистрали; 2 – масляный слой; 3 – упругие кольца; 4 – плавающие втулки В простейших конструкциях несущая масляная пленка создается непосредственно между наружным кольцом подшипника и втулкой корпуса. В зазор подают масло под обычным давлением, осевой зазор кольца выполняют минимально возможным (в пределах 0,02...0,04 мм). Для того, чтобы увеличить ширину масляной пленки и улучшить торцевые уплотнения, применяют конструкцию, подобную гидравлической части, показанной на рис. 8.65. Это позволяет более точно подобрать размеры масляной пленки, обеспечить стабильность характеристик демпферной опоры во время работы и добиться идентичности характеристик в процессе ее сборки. 345 Масляный слой в гидродинамической опоре работает с большой нагрузкой. Это сопровождается большим выделением тепла в слое, что влияет на вязкость масла в опоре при различных угловых скоростях ротора. Для достижения стабильности характеристик опоры, создавая торцевые уплотнения, следует обеспечить достаточно большую прокачку масла через опоры. В процессе проектирования опоры ее температурное состояние и необходимую величину прокачки масла оценивают специальными расчетами. 8.12. Приводы агрегатов Приводы агрегатов служат для обеспечения работы агрегатов двигателя и силовой установки летательного аппарата. Большинство агрегатов двигателя и силовой установки летательного аппарата приводится во вращение от ротора двигателя. Автономный привод имеют, как правило, агрегаты, обеспечивающие запуск двигателя. Как двигательные агрегаты (топливные и масляные насосы, центробежные суфлеры и воздухоотделители, пусковые устройства, датчики частоты вращения роторов и др.), так и самолетные агрегаты (гидронасосы, электрические генераторы, компрессоры для сжатия воздуха и др.) устанавливаются на коробках приводов двигателя. Надежная работа двигателя и летательного аппарата в целом в значительной степени зависит от надежной работы приводов агрегатов, что и определяет основные требования к ним: – обеспечение безотказной работы привода при всех условиях эксплуатации двигателя и летательного аппарата; – конструкция привода должна обеспечивать при минимальной массе и габаритах заданные значения передаточных чисел, мощностей и направлений вращения, не затрудняя сборки и обслуживания двигателя и не увеличивая его габаритов; – простота в производстве и удобство эксплуатации, обеспечивающие удобные подходы к узлам осмотра и регулировок и простоту замены при ремонте. В современных ГТД масса агрегатов с приводами может достигать 15…20 % от массы двигателя. Мощность, затрачиваемая на привод агрегатов двигателя, составляет 0,2…0,5 %, а на привод самолетных агрегатов – 0,3…0,6 % от мощности, развиваемой турбиной. Меньшие величины мощности и массы относятся к двигателям самолетов-истребителей, большие – транспортных и пассажирских самолетов. Масса приводов может быть снижена путем применения более совершенных агрегатов, потребляющих меньшие мощности, а также прямого привода агрегатов непосредственно от валов двигателя или редуктора, что позволяет уменьшить массу двигателя на 5…10 %. 346 Наиболее целесообразной с точки зрения эксплуатации и технического обслуживания является компоновка агрегатов по их принадлежности, поэтому удобнее размещать на двигателе отдельно самолетные и двигательные агрегаты. Как правило, и самолетные, и двигательные агрегаты устанавливаются на двигательных коробках приводов. Иногда самолетные агрегаты устанавливают на специальных выносных коробках самолетных агрегатов (КСА). В этом случае на двигательной коробке приводов размещается только привод для выносной коробки, что существенно облегчает замену двигателя в эксплуатации (РД-33, АЛ-31Ф, F100-PW-100). Размещение большого количества агрегатов на одной коробке, как правило, нерационально, так как существенно увеличиваются диаметральные габариты двигателя и мощность передачи, удлиняются коммуникации, затрудняется подход к агрегатам, возникают трудности с обеспечением заданного передаточного числа. Поэтому на двигателе чаще всего размещают несколько коробок приводов (до трех-пяти коробок) с распределением агрегатов между ними в соответствии с их назначением и заданными передаточными числами. Проблема расположения коробок приводов на двигателе решается обычно совместно с конструктором летательного аппарата исходя из условий компоновки двигателя на летательном аппарате и удобства доступа к агрегатам при обслуживании двигателя в эксплуатации. Кинематические схемы приводов выполняют обычно в виде простых цилиндрических и конических передач. В качестве опор вращающихся деталей применяют подшипники качения. При коническом зацеплении обязательно предусматривается возможность регулирования зазора в зацеплении (выполняется обычно установкой дистанционных колец между шестерней и радиально-упорным подшипником) и обеспечивается отсутствие влияния осевого смещения ротора на зацепление в конической паре (как правило, расположением конической пары вблизи радиально-упорного подшипника ротора двигателя или установкой плавающей шлицевой рессоры при расположении привода перед компрессором или за турбиной). Чтобы не увеличивать диаметрального габарита двигателя, некоторые агрегаты можно устанавливать непосредственно в свободных полостях двигателя (например, секции откачивающих маслонасосов на АЛ-21Ф). Смазка элементов передач осуществляется обычно барботажем (масляным туманом), и только к сильно нагруженным узлам масло подается форсунками. Контрольные вопросы 1. Что называют силовой системой двигателя? 2. Приведите классификацию нагрузок в ГТД по природе их возникновения. 347 3. В какую сторону направлены осевые силы компрессора и турбины? 4. Чем определяется осевая сила, действующая на шариковый радиально-упорный подшипник ГТД? 5. На каких режимах полета самолета на ротор двигателя действует гироскопический момент? 6. Какими узлами конструкции двигателя воспринимается осевая сила, действующая на ротор ГТД при торможении самолета? 7. В каких случаях в силовую систему роторов ТРДД вводят межвальный подшипник? 8. Почему одну из опор ротора ГТД выполняют на шариковом подшипнике, а остальные – на роликовых? 9. Каким образом передаются радиальные усилия от задней опоры ротора ТРД в силовой системе с внутренней связью? 10. Для чего применяют упругодемпферные опоры роторов ГТД? 11. Проведите сравнительный анализ конструкций упругодемпферных опор с кольцевыми и стержневыми упругими элементами. 12. Назовите преимущества и недостатки центрирования сепараторов подшипников по внутреннему и наружному кольцам подшипников. 13. Как обеспечивается температурный режим работы подшипников? 14. Опишите методику расчета теплового состояния подшипника качения. 15. Какие элементы входят в состав опор роторов ГТД и для чего они предназначены? 16. Какие нагрузки воспринимает система подвески двигателя? 17. Перечислите требования к конструкции системы подвески двигателя на летательном аппарате. 18. Конструкция и расчет на прочность валов и соединительных муфт ГТД. Тема 9. УПРАВЛЕНИЕ РАДИАЛЬНЫМИ ЗАЗОРАМИ В КОМПРЕССОРАХ И ТУРБИНАХ Одна из важных задач при проектировании и производстве ГТД – обеспечение высоких КПД, особенно в последних ступенях компрессора и турбинах. В целях исключения задевания ротором статора на всех режимах работы двигателя между ротором и статором предусматривают радиальные и осевые зазоры. Радиальные зазоры – это зазоры между концами рабочих лопаток и корпусом ( 1 ) и зазоры в уплотняющих лабиринтах ( 2 ). В последних ступенях компрессора с короткими лопатками относительный радиальный зазор изменяется быстрее, чем в первых ступенях с длинными лопатками. Увеличение относительного радиального зазора в 348 компрессоре приводит к существенному ухудшению характеристик компрессора и всего двигателя (рис. 9.1). Аналогично изменяется и КПД турбины: при увеличении радиального зазора на 3 % КПД турбины уменьшается практически линейно на 5 %. Так как значительная часть потерь в проточной части осевых лопаточных машин определяется течением в радиальных зазорах и взаимодействием этого течения с основным потоком, для уменьшения этих потерь применяются различные меры. Рис. 9.1. Зависимость КПД и ГДУ компрессора от величины радиального зазора Для повышения КПД лопаточной машины без существенного усложнения конструкции были разработаны несколько вариантов надроторных устройств. Самый простой вариант – конструкция статора с кольцевыми проточками (рис. 9.2). Рис. 9.2. Надроторное устройство – кольцевая проточка При одном и том же значении радиального зазора форма уплотнения в виде кольцевой проточки (колодца) значительно эффективнее по сравнению с гладким исполнением статора. Но такая полумера, простая по конструкции, не позволяет поддерживать оптимальные радиальные зазоры на всех режимах работы двигателя. 349 Аналогичные исследования были проведены для прямоугольных, треугольных и пилообразных канавок, расположенных поперек потока и под углом к потоку (рис. 9.3). Результаты экспериментальных исследований приведены в табл. 9.1. Рис. 9.3. Надроторные канавки Таблица 9.1 Результаты исследования влияния надроторных устройств на КПД турбины Корпус КПД турбины 0,8484 Гладкий корпус = 2,4 % 0,8688 Гладкий корпус = 1,0 % Поперечные канавки = 2,4 % Прямоугольные 0,8474 Треугольные 0,8437 Пилообразные 0,8467 Продольные канавки = 2,4 % Прямоугольные 0,8230 Треугольные 0,8348 Винтовые канавки поперек хорды профиля = 2,4 % Прямоугольные 0,8129 Треугольные 0,8225 Винтовые канавки вдоль по хорде профиля = 2,4 % Прямоугольные 0,8450 Треугольные 0,8420 Поперечные канавки = 1,0 % Пилообразные 0,8732 Расчеты и испытания показали, что при больших относительных радиальных зазорах использование надроторных канавок различного профиля не дает положительного эффекта. При небольшом относительном радиальном зазоре (порядка 1 %) наибольший положительный эффект дает применение поперечных пилообразных канавок глубиной в 2–3 раза больше радиального зазора. 350 Осевые зазоры – это зазоры между ободом диска и внутренним бандажом соплового аппарата (монтажные зазоры ) и зазоры между выходными кромками сопловых лопаток и входными кромками рабочих лопаток (межлопаточные зазоры ). Осевые зазоры изменяются при тепловом расширении статора и ротора. Величины зазора в холодном и горячем состояниях: ХОЛ LРОТ LСТАТ ; ГОР LРОТ 1 РОТ t РОТ LСТАТ 1 СТАТ t СТАТ , где LРОТ , LСТАТ – соответственно расстояния от радиально-упорного подшипника до плоскости ротора и статора в месте замера зазора; РОТ , СТАТ – коэффициенты линейного температурного расширения деталей ротора и статора; t РОТ , tСТАТ – повышение температур ротора и статора по сравнению с холодным состоянием. При запуске двигателя статор прогревается быстрее ротора, поэтому осевой зазор впереди диска уменьшается, а позади – увеличивается; при остановке – наоборот, так как статор охлаждается быстрее ротора. В выполненных конструкциях относительная величина осевого зазора Г L LCTAT Х 0 ,3...0 ,4 %, где L POT . L 2 Величина осевого межлопаточного зазора в выполненных конструкциях составляет 10…40 % от средней хорды лопатки. Для уменьшения величины радиального зазора и предотвращения поломки рабочих лопаток при касании их о корпус на внутренней поверхности корпуса устанавливают относительно мягкие покрытия: для компрессора – графитовые, из окиси магния или алюминия, из талька; для турбины – металлокерамические двухслойные вставки (твердый железоникельграфитовый слой-основа и мягкий никель-графитовый рабочий слой). Если рабочая лопатка не имеет бандажной полки, то периферийную кромку пера заостряют – снимают фаску. По мере выработки ресурса в процессе эксплуатации двигателя величина радиальных зазоров уменьшается. Однако применение надроторных устройств (легкоприрабатываемых вставок, профилированных канавок, сотовых вставок и т. п.) не позволяет поддерживать минимальный радиальный зазор на всех эксплуатационных режимах работы двигателя. Ведущие фирмы, занимающиеся разработкой и эксплуатацией авиационных и стационарных ГТД, работают над улучшением характеристик двигателей путем внедрения щеточных уплотнений. Щеточное уплотнение представляет собой кольцевую щетку из тонких металлических проволочек из сплавов на основе никеля, хрома, кобальта, вольфрама или неметаллических волокон (рис. 9.4, а). Для 351 уменьшения трения волокон щеточного уплотнения о роторную деталь проволочки расположены под углом к сопрягаемой поверхности ротора. На рис. 9.4, б и в представлен вариант конструкции турбины, в котором традиционные лабиринтные уплотнения заменены на щеточные. а б в Рис. 9.4. Щеточное уплотнение: а – внешний вид уплотнения; б – исходная конструкция турбины с лабиринтными уплотнениями; в – конструкция со щеточными уплотнениями Испытания щеточных уплотнений, выполненные Запорожским КБ «Прогресс», показали, что их эффективность в 1,5–2 раза выше, чем традиционных конструкций лабиринтных уплотнений (рис. 9.5). Рис. 9.5. Расходные характеристики щеточного и двух видов четырехгребешкового лабиринтного уплотнений при радиальном зазоре 0,2 мм Для поддержания высокого КПД компрессора и турбины на всех режимах работы и обеспечения безопасной эксплуатации двигателя возникла необходимость активного или пассивного управления величиной ради352 ального зазора в зависимости от режима работы двигателя. Особенно актуальной проблема стала для переходных режимов – запуска, приемистости, сброса, внезапного выключения двигателя в полете. В ряде зарубежных публикаций отмечается, что одной из важнейших особенностей ГТД нового поколения является наличие системы активного регулирования радиальных зазоров в проточной части компрессора и турбины на основе информации о фактической величине зазора, получаемой от датчиков, установленных над лопаточными ступенями. Такая технология активного управления зазорами предполагает быстрый отклик исполнительного механизма на изменение зазоров и обратную связь по результатам прямых измерений зазоров. Это создаст возможность полного использования преимуществ малых зазоров по всему профилю двигателя как на установившихся, так и на переходных режимах работы двигателя. По оценкам специалистов NASA, радиальный зазор может быть приближен к 0,125 мм, а уменьшение радиального зазора на каждые 0,25 мм уменьшает удельный расход топлива приблизительно на 1 % и при применении системы регулирования зазоров позволит сэкономить авиакомпаниям до 160 млн дол. в год. Кроме того, ожидается уменьшение расходов на текущее обслуживание при переборке двигателей, так как одной из основных причин ухудшения работы элементов горячей части ГТД являются завышенные радиальные зазоры. Поскольку с проблемой необходимости регулирования радиальных зазоров конструкторы впервые столкнулись в узлах турбины, то и первые технические решения относятся к нагретым частям двигателя. Радиальный зазор между рабочими лопатками и статором на работающем ГТД определяется исходным монтажным зазором и составляющей, величина которой зависит от режима работы двигателя. При этом минимальная величина монтажного зазора выбирается из условия обеспечения безопасной работы на всех режимах с учетом допусков на изготовление и сборку элементов конструкции, а также воздействия силовых и полетных нагрузок на двигатель. Стационарный режим работы двигателя характеризуется установившимся зазором, величина которого в основном определяется температурными деформациями элементов конструкции ротора и статора и центробежной вытяжкой конструкции ротора. На переходных режимах работы ГТД, характеризующихся резкими изменениями температуры в газовоздушном тракте и скорости вращения ротора, радиальный зазор может как существенно увеличиваться, так и уменьшаться до опасных значений, при которых происходит касание торцами лопаток внутренней поверхности статора. Такие изменения зазоров носят преимущественно осесимметричный характер. Но в процессе работы ГТД могут возникнуть и асимметричные изменения зазоров, связанные в основном с неравномерностью 353 полетных нагрузок на двигатель, например, на режимах резкого маневра, взлета и посадки. 9.1. Методы регулирования радиального зазора В некоторых отечественных и зарубежных двигателях заложена возможность управления величиной радиального зазора в зависимости от изменяющихся режимов работы двигателя. Первым естественным методом регулировки радиальных зазоров явилось принудительное охлаждение проблемных зон. Не случайно, что именно тепловые методы регулирования радиальных зазоров стали наиболее разработанными и распространенными. Позже появились и другие методы регулирования радиальных зазоров. Их классификация представлена на рис. 9.6. Рис. 9.6. Классификация методов регулирования радиальных зазоров В зависимости от способа воздействия на величину радиального зазора различают пассивный и активный методы его регулирования. При пассивном методе возможность оперативного воздействия на радиальный зазор отсутствует и регулирование производится косвенно – согласованием термических расширений лопаток и корпуса за счет соответствующего распределения масс и подбора значений их термического расширения; использованием различного рода экранов и термобарьеров для изолирования деталей от горячих газов, а также всевозможных устройств, способствующих поддержанию радиального зазора на заданном уровне. Управление радиальным зазором позволяет повысить экономичность двигателя на 1…2 %, улучшить согласование темпов прогрева ротора и статора при нестационарном процессе выхода непрогретого двигателя на максимальный взлетный режим (сейчас взлет самолета с непрогретыми двигателями из-за экономии топлива стал уже практически штат354 ным режимом, что позволяет сэкономить до 2…3 % топлива), уменьшает износ двигателя на переходных режимах (рис. 9.7). Рис. 9.7. Изменение радиального зазора в турбине на режиме приемистости на прогретом (1) и непрогретом (2) двигателях Наиболее актуально управление радиальными зазорами в турбине ГТД, а при больших степенях повышения давления – и на последних ступенях компрессора. На рис. 9.8 показано изменение радиального зазора в первой ступени турбины высокого давления на различных режимах работы двигателя. Рис. 9.8. Изменение радиального зазора в ступени турбины на режимах запуска, взлета, набора высоты и крейсерского полета без включения и при включении системы автоматического управления радиальным зазором 355 9.2. Методы теплового регулирования радиальных зазоров Пусть при изменении температуры воздуха на входе двигатель работает с постоянными приведенными оборотами ротора nnp n0 const . Тогда изменение радиального зазора вследствие термических деформаций «пакета» деталей (диск с лопатками и статор) можно определить по зависимости rt cт rcт tcт лоп hлоп t лоп д rд tд , где cт , лоп , д – коэффициенты линейного температурного расширения соответственно статора, лопаток и диска. Допустим, что на режимах n0 n 288 const (постоянные приведен* Tв ные обороты) температура i -го венца изменяется по закону Ti T * Tв* Ti 288 . 288 Тогда T* T* T* rt cт rcт Tcт 288 в 1 лоп hлоп Т лоп 288 в 1 д rд Т д 288 в 1 . 288 288 288 Разделив rt на высоту лопатки, получим зависимость изменения относительного зазора от параметров «пакета» и внешних условий: r rt h лоп T* 1 2r Т д 288 Т 1 2r лоп h лоп Т лоп 288 в 1 cp 1 ст ст 288 cp 1 д . t лоп Т лоп 288 лоп Т лоп 288 2 h лоп 288 2 h лоп Из полученного соотношения видно, что изменение температуры воздуха на входе в двигатель даже при работе на режиме nnp const сопровождается в общем случае нарушением геометрического подобия газодинамического тракта, и характеристики двигателя должны измениться из-за изменения относительных радиальных зазоров. При поддержании постоянных приведенных оборотов nnp n0 const физические обороты ротора при изменении Т в* (имея в виду, что n 2 ~ Т в* ) и соответственно величины упругих деформаций диска и лопаток будут тоже переменными. Поскольку rупр ~ n 2 , * T n22 2 в rупр Сonst Const 2 Const n288 1 . n0 288 Таким образом, полное изменение радиального зазора складывается из температурных и упругих деформаций: r rt rynp ; n12 n22 n12 2 n0 2 n0 356 Tв* 1 2rcp ст Т ст 288 r лоп hлоп Т лоп 288 1 1 288 2 hлоп лоп Т лоп 288 1 2rcp д Т д 288 Сд С лоп 2 1 1 n288 , лопТ лоп 288 hлоп 2 hлоп лоп Т лоп 288 где С д и С лоп – постоянные величины, характеризующие податливость диска и лопатки. Очевидно, что чем шире диапазон эксплуатации двигателя по числу М полета (т. е. чем в больших пределах изменяется Т в* ), тем значительнее изменение радиального зазора любого венца турбомашины на установившихся режимах полета. В ЦИАМ при исследовании ТРД в термобарокамере экспериментально получена зависимость изменения радиального зазора в турбине при изменении температуры воздуха на входе в компрессор (рис. 9.9). Рис. 9.9. Экспериментальная зависимость изменения радиального зазора в ступени турбины от температуры воздуха на входе в двигатель В исследованном диапазоне температур радиальный зазор изменился по абсолютной величине на 1,2 мм, причем чем больше максимальная скорость полета самолета, тем ниже КПД на дозвуковых крейсерских режимах (зазор увеличивается). При зазорах около 1,2 мм потери КПД турбины составляют 3,5…4,5 %. Чтобы уменьшить эти потери приходится применять системы усиленного обдува холодным воздухом статорных деталей. Такой способ применяется на ряде отечественных и зарубежных двигателей, например, НК-86, ПС-90, Д-18 (рис. 9.10). 357 Рис. 9.10. Конструкция турбины ТРДД Д-18Т с обдувом корпуса турбины Если приравнять последнее выражение нулю (имея в виду, что член T* лоп hлоп Т лоп 288 в 1 288 Т ст 288 Т лоп 288 заведомо не равен нулю), то получим зависимость Т д 288 С д С лоп 2 2rср 1 n288 1 0 ,5 1 д hлоп лопТ лоп 288 лоп Т лоп 288 hлоп . 2rср ст 1 0 ,5 h лоп лоп Из последнего выражения следует, что величина радиального зазора зависит от соотношения температур Т ст Т и д в элементах турбины, Т лоп Т лоп коэффициентов линейного расширения материалов рического параметра 2rcp hлоп ст д , и геомет лоп лоп . Из этого же выражения видна также принципи- альная возможность сохранения постоянным радиального зазора при изменении режимов работы двигателя (температуры воздуха на входе). Полученная зависимость имеет четкий физический смысл, заключающийся в том, что при регулировании оборотов двигателя по закону nnp n0 const для обеспечения заданной величины радиального зазора при заданных геометрических параметрах «пакета» (лопаток, диска, ста358 тора), материалах, температурах диска и лопаток существует единственное значение температуры статора, при которой сохраняется заданная величина зазора. Таким образом, специальным подбором материалов, жесткости вращающихся деталей и теплового режима «пакета» можно обеспечить сохраняемость радиального зазора на всех эксплуатационных режимах по числу М полета. Итак, мы пришли к возможности теплового управления радиальным зазором при правильном подборе материала статора. Однако истинная величина назначаемого радиального зазора, естественно, не может быть нулевой. Она зависит от допуска на изготовление деталей, схемы размещения опор ротора, податливости валов и опор, качества балансировки ротора. По опыту английской фирмы «Роллс-Ройс» трехкаскадная схема двигателя RB.211 позволяет удерживать радиальный зазор в турбине высокого давления на уровне 0,2…0,3 мм, что эквивалентно потере на крейсерском режиме всего 0,8…1,2 % КПД. Такой результат был достигнут не только подбором физических констант материалов (коэффициентов линейного температурного расширения α), но и тепловой инерционности ротора и статора, чтобы исключить врезание лопаток и лабиринтных уплотнений в статор на режиме приемистости и сброса оборотов. Задача была решена в процессе экспериментальной доводки двигателя. Таким образом, мы решили задачу сохранения минимального радиального зазора на установившихся режимах работы двигателя, например на крейсерских. Но, оказывается, теоретически существует возможность сохранения неизменными радиальных зазоров и на переходных режимах (приемистости и сброса оборотов). Изменение во времени температур неподвижных и вращающихся деталей может быть оценено с помощью соотношений, полученных в теории регулярного режима. Согласно этой теории температура в любой точке тела еще задолго до того, как она достигнет конечного значения, подчиняется простейшему экспоненциальному закону. С учетом этого температуры неподвижных и вращающихся деталей определяются формулами T 1 (τ) = T 1 – ΔT 1 e-k1τ; T 2 (τ) = T 2 – ΔT 2 e-k2τ, где ΔT 1 = T 1 – T 01 , ΔT 2 = T 2 – T 02 – разности температур на установившемся новом и в начальный момент переходного процесса; k 1 и k 2 – факторы тепловой инерционности. Тогда разность температур сопрягаемых элементов на переходных режимах, определяющих рассогласование радиальных зазоров, можно получить из выражения ΔT(τ) = T 1 – T 2 – ΔT 1 e-k1τ + ΔT 2 e-k2τ. Очевидно, что неизменность радиального зазора во времени возможна лишь при условии T 1 – T 2 = T 01 – T 02 , 359 -k τ -k τ т. е. когда ΔT 1 e 1 = ΔT 2 e 2 . Это условие реализуется автоматически при k 1 = k 2 , т. е. при одинаковой тепловой инерционности вращающихся и невращающихся деталей. При практическом согласовании тепловой инерционности статорных и роторных деталей изменения вводятся обычно в конструкцию статора путем увеличения массы его деталей (рис. 9.11). Рис. 9.11. Конструкция статора турбины с массивной деталью: 1 – корпус; 2 – массивная деталь; 3 – рабочее кольцо; 4 – сотовая вставка; 5 – бандажная полка с лабиринтными гребешками Достоинство данного способа сохранения минимального зазора – надежность, простота, экономичность. Нет необходимости для поддержания минимального радиального зазора на крейсерских режимах использовать специально подготовленный воздух с повышенными параметрами или применять в конструкции механические приводы для активного регулирования или управления интенсивностью обдува воздухом деталей статора. Рассмотрим несколько примеров конструкторских разработок по управлению радиальным зазором. Идеи минимизации радиального зазора методом согласования теплового состояния «пакета» (диск – лопатка – статор) наиболее полно воплощены в конструкциях двигателей фирмы «Роллс-Ройс». Разработанное этой фирмой устройство для пассивного регулирования радиального зазора в последних ступенях компрессора представлено на рис. 9.12. Устройство содержит тонкое кольцо 1, концентрично размещенное в относительно массивных кольцевых элементах 2 и 3. При этом кольцевой элемент 3 является частью корпуса 5 компрессора, а кольцевой элемент 2 – частью проставки 4, также связанной с массивным корпусом 5. Одновременно кольцевые элементы 2 и 3 служат для крепления лопаток 6 направляющих аппаратов ступеней компрессора. 360 Рис. 9.12. Устройство для пассивного регулирования радиального зазора в последних ступенях компрессора Но выполнение требования абсолютно одинаковой тепловой инерционности деталей статора и ротора приводит к увеличению веса статорных деталей. Поэтому на практике выполняют не идеальное, а частичное уравнивание тепловых инерционностей деталей ротора и статора. На рис. 9.13 показан способ управления радиальным зазором методом согласования теплового состояния «пакета» (диск – лопатка – статор) с частичным уравниванием тепловых инерционностей деталей ротора и статора, реализованный на компрессоре высокого давления ТРДД Д-18Т. Рис. 9.13. Способ управления радиальным зазором методом согласования теплового состояния «пакета» Как мы выяснили ранее, наиболее опасный режим для радиального зазора, особенно в турбине, – резкий сброс оборотов после длительной работы двигателя на максимальном режиме или резкий останов двигателя без его предварительного охлаждения на режиме малого газа. Для регулирования радиального зазора в турбине фирмой «РоллсРойс» разработана комбинированная схема с «тяжелым» телом и автома361 тическим регулированием (рис. 9.14). подачи горячего и холодного воздуха Рис. 9.14. Комбинированная схема с «тяжелым» телом и автоматическим регулированием подачи горячего и холодного воздуха Тонкостенный элемент несет на себе кольцо с прирабатываемым (например, сотовым) покрытием. При увеличении частоты вращения ротора (повышении режима работы двигателя) он быстро расширяется. Темп его расширения больше, чем массивного диска с рабочими лопатками, поэтому при увеличении режима работы двигателя касания о статор не будет. При расширении тонкостенного элемента прикрывается канал прохода холодного воздуха из наружного контура, тонкостенный элемент ложится на массивную деталь и начинается ее прогрев теплым воздухом из-за КВД, происходит плавное расширение массивной детали вместе с тонкостенным элементом и прирабатываемым покрытием практически с темпом расширения диска с лопатками. При сбросе оборотов (снижении режима работы двигателя) тонкостенный элемент стремится сжаться, темп этого сжатия должен быть выше, чем нагретого массивного диска с лопатками. Однако его сжатию механически препятствует прогретый массивный элемент, который сжимается медленно из-за большой тепловой инерции. Темп изменения диаметра системы из массивного и тонкого элементов подбирается путем изменения массы массивного элемента и регулированием теплоотвода и теплоподвода (количества подводимого к нему теплого или холодного воздуха). Метод теплового согласования требует, чтобы еще на этапе проектирования были проведены целенаправленные конструкторские разра362 ботки. При доработке уже выполненных конструкций двигателей этот метод практически невозможно реализовать. В отечественной и зарубежной (американской) практике получили широкое распространение системы управления радиальными зазорами с принудительным обдувом воздухом статорных деталей на крейсерских режимах полета (HK-86, JT-9D, CF6-32 и др., рис. 9.15). Рис. 9.15. Система управления радиальными зазорами с принудительным обдувом воздухом статорных деталей Для охлаждения статора турбины (на НК-86 – турбины высокого давления) используется воздух наружного контура, который поступает в кольцевые трубопроводы и выполняет струйный обдув охлаждаемых поверхностей. Затем этот воздух выходит во внешний контур, далее – в смеситель и к срезу сопла, участвуя в создании тяги двигателя. Интегратор получает команду от высотного ограничителя и ограничителя оборотов и вырабатывает сигнал на привод клапана. Обдув включается при n nmax (в диапазоне крейсерских режимов работы двигателя). 363 При приемистости система не работает, набор оборотов происходит при отключенном обдуве статора. Система также срабатывает только на высоте не ниже высоты крейсерского полета. Изменение интенсивности обдува обеспечивает регулирование радиального зазора на величину до 1,5 мм (рис. 9.16). Рис. 9.16. Изменение размеров статора ТВД на режимах крейсерского полета, полетного малого газа и при «горячем» запуске На рис. 9.17 показаны коллекторы подачи воздуха на корпус турбины двигателей CFM-56 (а) и SaM-146 (б). а б Рис. 9.17. Коллекторы подачи воздуха на корпус На некоторых двигателях выполняют коробчатые коллекторы в виде тонких кольцевых ребер и развитых фланцев корпусов (рис. 9.18). 364 Рис. 9.18. Коробчатые коллекторы Эти ребра и фланцы выполняют две функции: теплофизическую и прочностную. Система обдува обеспечивает равномерность охлаждения статора и по длине, и по периметру, поэтому в нем не возникают коробление или неконцентричность корпуса на переходных режимах. Эффективность такой системы обдува статора ограничена перепадом давлений, поэтому фирма Pratt & Whitney разработала схему со смешением потоков внутреннего и наружного контуров. Отработка этого конструкторского решения выполнена на демонстрационном двигателе высокой экономичности Е3. На этом двигателе также отрабатывалось управление зазорами на последних ступенях компрессора и в турбине низкого давления. Аналогичные конструкторские решения применены на ТРДД V2500 (рис. 9.19). Рис. 9.19. Система управления радиальными зазорами в ТРДД V2500 На крейсерском режиме воздух отбирается от КВД за третьей ступенью, а для быстрого нагрева статора предусмотрено переключение на отбор воздуха из-за КВД. Это несколько снижает экономичность, но делает 365 систему компактной и все-таки выигрышной. В действующей конструкции воздух продувается через корпус с двойными стенками, хотя рассматривался и иной вариант – охлаждение душированием. В целом способ управления зазором путем обдува статора холодным воздухом менее экономичен, чем тепловое регулирование. В Англии разработана оригинальная схема теплового управления радиальным зазором с помощью тепловой трубы, заполненной парами натрия (рис. 9.20). Рис. 9.20. Схема управления радиальным зазором с помощью тепловой трубы Рабочее кольцо – перфорированный металл, возможно – керамика или пористый материал. Камера изнутри облицована сеткой из нержавеющей стали и заполнена парами натрия, которые охлаждаются воздухом, подводимым через коллектор. Воздух выдувается через ряд отверстий, затем после охлаждения камеры проходит через ряд отверстий в рабочем кольце, создавая его заградительное охлаждение. Остальной воздух подается на охлаждение соплового аппарата. В рабочем кольце установлен датчик, контролирующий радиальный зазор. Сигнал с датчика поступает на управление подачей воздуха в коллектор. Благодаря высокой теплопроводности тепловой трубы обеспечивается высокое быстродействие системы, радиальный зазор регулируется на всех режимах работы двигателя практически мгновенно. Датчик радиального зазора – конденсаторного типа, представляет собой два электрода: один – на статоре, второй – лопатка ротора. При прохождении рабочей лопатки под датчиком изменяется емкость, величина которой зависит от величины радиального зазора. 9.3. Механическое регулирование радиальных зазоров Радиальный зазор между деталями ротора и статора в принципе можно изменять, либо влияя на их диаметральные размеры, либо произ366 водя осевое перемещение статора или ротора, если проточная часть газовоздушного тракта имеет коническую образующую. Изменять радиальные размеры ротора для осуществления регулирования зазоров в проточной части нецелесообразно, так как при вращении ротора возникают значительные инерционные нагрузки, затрудняющие создание надежно работающей конструкции при подвижности лопаток в радиальном направлении. Поэтому практически остаются только два пути механического регулирования зазоров: изменение взаимного осевого положения конструктивных элементов, влияющих на радиальный зазор; изменение радиальных размеров корпусных деталей. В соответствии с этим механическое регулирование радиальных зазоров делится на кинематическое и цанговое. В зависимости от вида регулирования радиальных зазоров механическое регулирование (по аналогии с тепловым) может осуществляться по программированному или автоматическому принципу. Такое деление следует из того, что механическое регулирование осуществляется как с датчиком обратной связи, так и без него. В последнем случае регулирование происходит по определенной программе в зависимости от режима работы двигателя. Преимуществом механического регулирования радиальных зазоров по сравнению с тепловыми является высокое быстродействие, а также минимальные энергетические затраты, так как на привод регулировочных элементов требуется незначительное количество сжатого воздуха. Если компрессор или турбина по прочностным соображениям снабжены антивибрационными полками, то эти полки одновременно могут быть использованы и для регулирования радиальных зазоров. 9.3.1. Кинематическое регулирование радиальных зазоров При кинематическом регулировании изменение зазора обеспечивается путем корректировки взаимного осевого положения корпусных и роторных деталей, обладающих конической формой проточной части. Достаточно простую конструкцию имеет система активного управления радиальным зазором с кулачковым механизмом (рис. 9.21). Кулачковый механизм приводится в движение гидроприводом от вильчатого рычага. Перемещение кулачкового механизма смещает рабочее кольцо по оси двигателя (вправо или влево) на сильфонах. Сигнал о величине радиального зазора, как и в предыдущих случаях, поступает от датчика зазора или закладывается заранее профилированием кулачка в зависимости от режима работы двигателя (по РУД ). Слабое место такой конструкции – сильфоны. 367 Рис. 9.21. Схема управления радиальным зазором с кулачковым механизмом На рис. 9.22 изображен продольный разрез ступени компрессора с кинематическим пневматическим регулированием радиального зазора. Рис. 9.22. Схема с кинематическим пневматическим регулированием радиального зазора На роторе 1 компрессора закреплены лопатки 2 с антивибрационными полками 3, имеющими коническую наружную форму; над полками снаружи установлена коническая проставка 5, на внутренней поверхности которой нанесен легко снимаемый вследствие касания лопаткой слой 4 (талька, графита и т. п.). Проставка 5 установлена на посадке движения относительно детали корпуса 6. На рис. 9.22, б более крупно изображен узел уплотнения, показанный на рис. 9.22, а. Коническая про368 ставка 5 соединена заодно с кольцевым поршнем 10, который входит в кольцевую полость 12, выполненную в корпусе 6. Поршень 10 образует пневмопривод, смещающий в осевом направлении проставку 5. Кольцевой поршень 10 снабжен уплотнителем 13, выполненным из легкодеформируемого упругого материала. С противоположной стороны проставка 5 поджата пружиной 7, выполненной из плоских пластин. В полость 12 под избыточным давлением PH (избыточным по сравнению с давлением в районе проставки 5 проточной части ГТД) через жиклер 11 поступает поток воздуха из-за последних ступеней компрессора. Из полости 12 воздух стравливается по каналам 9 и 8 в радиальный зазор 15 между полками 3 лопаток и слоем 4 проставки 5. Таким образом, на проставку 5 одновременно действуют две противоположно направленные силы: слева – сила прижатия пружиной RПР , справа – сила RВ , создаваемая пневмоприводом. При отсутствии питания пневмопривода сжатым воздухом под давлением PH пружина 7 отжимает проставку 5 вправо, и зазор 15 выбирается до нуля или (при наличии упора) до минимально допустимого значения. Механическое регулирование со следящим принципом действия работает следующим образом. Поступающий под давлением PH в пневмопривод воздух приводит в движение проставку 5 и стравливается по каналу 8 в зазор 15. Если зазор 15 увеличится больше заданного, то увеличится и стравливание воздуха из полости 12, что приведет к снижению в ней давления PH . Равновесие сил, действующих на поршень 10, в этом случае нарушится, и поршень будет смещаться вместе с проставкой 5 в направлении уменьшения зазора 15 до тех пор, пока не произойдет восстановление равновесия действующих на него сил. Уменьшение зазора по сравнению с заданным приведет к росту давления в полости 12, это вызовет смещение проставки 5 влево, и зазор 15 увеличится до заданной величины. Представленная на рис. 9.22 схема регулирования с обратной связью при отсутствии (или засорении) канала 8 превращается в схему регулирования, которая полностью зависит от изменения давления в полости 12. Поддерживая давление в этой полости по определенной программе в зависимости от режима двигателя (высоты полета, частоты вращения ротора, температуры воздуха), получим рассмотренную выше схему программированного регулирования. К недостаткам кинематического регулирования радиальных зазоров следует отнести сложность исполнения, особенно в многоступенчатых компрессорах, где радиальные зазоры нужно регулировать на каждой ступени, и необходимость конической формы проточной части по периферии бандажированных лопаток. Кроме того, наличие бандажных полок пера компрессорной лопатки снижает КПД компрессора, и введение их в конструкцию лопаток только 369 для получения минимальных радиальных зазоров нецелесообразно. Расчеты показывают, что возрастание гидравлических потерь при введении бандажных полок существенно снижает эффект от увеличения КПД, получаемый в результате уменьшения радиальных зазоров. Кинематическое регулирование в ряде случаев может применяться одновременно для нескольких ступеней компрессора или турбины. При этом осевое смещение целесообразно осуществлять для всего ротора в целом с помощью одного исполнительного механизма (групповое кинематическое регулирование). На рис. 9.23, а изображена схема двигателя, содержащего ротор компрессора 20, ротор турбины 8, корпус 1 и опоры компрессора 16 и турбины 11 (передняя опора компрессора и задняя опора турбины на чертеже не показаны). Опоры 16 и 11 через диафрагмы 18 и 10 и лопатки статора 4 и 5 связаны с корпусом 1. Валы роторов соединены шлицевой рессорой 14, передающей крутящий момент от ротора турбины 8 к ротору компрессора 20. Рис. 9.23. Схема с кинематическим гидростатическим регулированием радиального зазора Опоры 16 и 11 снабжены пятами 17 и 12 гидростатических подпятников 15 и 13, осевое положение которых относительно корпусов определяется распределителями 19 и 9, которые имеют связь с датчиками 3 и 6 индукционного или емкостного типа, измеряющими действительный радиальный зазор между лопатками 2 и 7 роторов 20 и 5 и деталями корпуса 1. Конструктивное оформление опор 16 и 11 аналогично, поэтому рассмотрим лишь устройство опоры 16 компрессора. 370 Радиально-упорный подшипник 16 (рис. 9.23, б) установлен в корпусе 15 гидростатического подпятника. В осевом направлении шарикоподшипник 16 зафиксирован стопорным кольцом 22. Между кольцом 22 и наружной обоймой подшипника 16 расположена кольцевая пружина 21, которая служит для того, чтобы не препятствовать осевому смещению подшипника и ротора. На валу ротора закреплена пята 17 гидростатического подпятника, который воспринимает всю осевую силу от ротора компрессора. Пята 17 делит пространство в корпусе 15 на две полости 23 и 24, в которые под давлением поступает масло из распределителя 19, выполненного из виде четырехщелевого золотника с двумя сливными проточками 37 и 33 и одной напорной 35. На валу пяты 17 выполнены проточки 36 и 34, связанные каналами 39 и 38 с камерами 23 и 24. Распределитель 19 с помощью пальца 32 соединен с механизмом перемещения 30, который выполнен в виде электрогидравлического сервомеханизма с поршнем 31 и струйной трубкой 26, с одной стороны поджатой пружиной 25, а с другой стороны связанной с сердечником электромагнита 28, в электрическую цепь которого включен датчик 3, показанный на рис. 9.23, а. Напорная проточка 55 распределителя 19 питается под давлением PМ от магистрали 29 маслом. От этой же магистрали через сопротивление 27 осуществляется питание струйной трубки 26. Механизмом перемещения 30 (см. рис. 9.23, б) и датчиком обратной связи 3 (см. рис. 9.23, а) управляет командный блок (КБ) автоматического управления 41 (см. рис. 9.23, б), настройка которого осуществляется следующим образом. Путем осевого перемещения невращающегося ротора настраиваются зазоры по компрессору и турбине на величину δ 3 . Для этого включают насосы, питающие маслом магистрали гидростатических подпятников, и с помощью командного блока 41 смещают ротор таким образом, чтобы произошло касание лопатками 2 деталей корпуса 1. Для контроля касания ротор прокручивают и при появлении контакта отмечают на приборе 40 точку, соответствующую нулевому зазору. От этой точки регулировкой командного блока 41 отводят ротор таким образом, чтобы обеспечить заданный радиальный зазор δ 3 . На работающем двигателе в результате температурных расширений радиальный зазор будет изменяться на некоторую величину р , что вызовет отклонение от его заданного значения. В результате появится сигнал рассогласования, который усиливается и обрабатывается в блоке 41, после чего происходит включение электромагнита, перемещающего сердечник 28 (см. рис. 9.23, б) и отклоняющего струйную трубку 26 от нейтрального положения, соответствующего заданному зазору δ 3 . Отклонение струйной трубки 26 вызовет соответствующее смещение поршня 31, пальца 32 и распределителя 19, вместе с которыми 371 переместятся в новое положение пята 17 и весь ротор 20. Смещение ротора 20 приведет к изменению осевого положения лопаток 2 до получения требуемого зазора 3 = 3 , что будет способствовать исчезновению сигнала рассогласования датчика 3, и смещение ротора прекратится. Осевое перемещение роторов можно также получить, если пяты гидростатических подпятников соединить напрямую с наружными обоймами шарикоподшипников. В этом случае внутренние обоймы подшипников должны быть жестко связаны с валами. Смещая в осевом направлении подшипник, можно сместить и весь ротор. Достоинство группового способа механического регулирования радиального зазора состоит в том, что минимальный радиальный зазор поддерживается одним (или, в крайнем случае, двумя) исполнительным механизмом сразу по всем рабочим лопаткам проточной части. Настройка, доводка и эксплуатация такой системы регулирования значительно упрощаются, повышается надежность двигателя. Это обстоятельство делает групповой способ регулирования радиальных зазоров более перспективным по сравнению с другими способами регулирования. Однако групповое регулирование имеет существенный недостаток: радиальные зазоры по разным ступеням компрессора и турбины изменяются неодинаково, поэтому минимальные зазоры в турбомашинах с групповым методом регулирования оказываются большими, чем минимальные радиальные зазоры над рабочими лопатками каждой отдельно взятой ступени в турбомашинах с индивидуальным регулированием. Наибольшее влияние на разброс значений радиальных зазоров по ступеням будут оказывать нестабильность температур деталей на разных режимах работы двигателя и, особенно, термическое удлинение вала. 9.3.2. Цанговое регулирование радиальных зазоров Цанговый метод регулирования основан на использовании в конструкции проточной части кольцевой детали, способной деформироваться в радиальном направлении по принципу цанги за счет наличия осевых прорезей. В зависимости от способа деформирования различают цанговое регулирование с механическим приводом и с гидравлическим (пневматическим) силовым приводом. с механическим Цанговое регулирование приводом. На рис. 9.24, а изображена проточная часть осевого компрессора с механическим цанговым регулированием радиального зазора. Компрессор состоит из корпуса 1 и ротора 14 с рабочими лопатками 16. Лопатки направляющего аппарата 13 закреплены в кольцевых проставках 2, которые жестко связаны с корпусом 1. Между кольцами 2 над рабочими лопатками 16 установлены корпусные кольца 12, выполненные по типу двойной цанги. 372 На рис. 9.24, б изображена развертка цанги 12. От обычных цанг, применяемых в инструментальной промышленности, цанги 12 отличаются двойными прорезями 22 и 23. Между прорезями 22 и 23 имеются узкие перемычки 25, препятствующие перетеканию воздуха между ними. При таком устройстве цанги достигается более равномерное изменение ее радиальных размеров по всей длине образующего цилиндра. Рис. 9.24. Схема цангового регулирования радиального зазора с механическим приводом На участке между прорезями 22 и 23 цанги снабжены хвостовиками 7 с резьбой 8 и каналом 5, через который проходит провод 6 от датчика15, измеряющего радиальный зазор 17 между лопатками 16 и кольцами 12. На внутренней поверхности кольца 12 нанесен талькированный слой, легко снимаемый при контакте с вращающейся лопаткой 16. Перемычки 25, делающие прорези 22 и 23 несквозными в осевом направлении, способствуют тому, что деформация цанги проходит более равномерно. На хвостовик 7 на резьбе 8 посажен рычаг 11, связанный с силовым приводом аналогично тому, как это делается для изменения угла установки лопаток направляющего аппарата. Между корпусом 1, рычагом 11 и кронштейном 3 установлены шайбы 4 из антифрикционного материала, выполняющие роль подшипников. Для предотвращения утечек воздуха из внутренней полости компрессора в корпусе 1 предусмотрены уплотнители 9. Во избежание перетекания воздуха через прорези 22 и 23 в полость 10 конструкция снабжена уплотнительными цангами 19, представляющими собой, как и цанги 12, устройства с прорезями 20 и 21, смещенными в окружном направлении на некоторую величину относительно прорезей 22 и 23. На рис. 9.24, б прорези 20 и 21 уплотнительной цанги 19 обозначены пунктиром. 373 Цанговое устройство работает следующим образом. При уменьшении (или увеличении) радиального зазора 17 между лопаткой 16 и цангой 12 датчик 15 подает сигнал в систему обратной связи, которая вырабатывает команду на поворот рычага 11 в таком направлении, чтобы с помощью резьбы 8 хвостовик 7 выдвинулся наружу (или углубился внутрь корпуса 1), деформируя тем самым цангу 12 и изменяя радиальный зазор. Привод рычагов 11 отдельных ступеней компрессора или турбины может осуществляться от одного командного агрегата. При этом необходимое различие в изменении радиальных зазоров на первых и последних ступенях может быть достигнуто регулированием длины рычагов 11, параметров его привода и шага резьбы 8. Цанговое регулирование с гидравлическим силовым приводом. На рис. 9.25 изображена схема гидравлического привода для радиальной деформации цанги 16, устройство которой аналогично конструкции цанги 12, представленной на рис. 9.24, б. Рис. 9.25. Схема гидравлического привода для радиальной деформации цанги Для возможности осуществления радиальной деформации цанги 16 ее наружная поверхность выполнена конической. Ответная коническая поверхность с антифрикционным покрытием выполнена в корпусе 12. На внутренней поверхности цанги 16 над рабочими лопатками 19 установлены кольца 1 с легкоприрабатываемым покрытием. В цанге 16 закреплены также пальцы 4, соединенные с поршнем 3 силового привода гидравлического или пневматического типа, который 374 управляется золотником 10, помещенным в обойму 8 золотникового распределителя. Полость 6 золотникового распределителя соединена каналом 7 с пневматическим датчиком обратной связи, который состоит из входного жиклера 5 и канала 20, выполненного в лопатке 21 направляющего аппарата. В связи с тем, что при отсутствии бандажных полок проведение замера радиального зазора затруднено, в данной схеме используется замер радиального зазора между лопатками 21 направляющего аппарата и проставками 22. Зазор 23 отличается от зазоров 18 и 14 на величину деформации лопаток 21 от центробежных сил при вращении ротора. Тем не менее этот зазор косвенно характеризует все изменения в тепловом состоянии ротора и статора. Для обеспечения независимости системы регулирования от высоты полета перепад давления между входом в жиклер 5 и проточной частью поддерживается постоянным. С этой целью площадь канала 7 выбирают в несколько раз большей площади входного жиклера 5, а гидравлическое сопротивление канала 20 выбирают равным гидравлическому сопротивлению жиклера 5. При этом полость в обойме 8 золотника, в которой расположена пружина 9, должна сообщаться с проточной частью в том же сечении турбомашины, в котором расположены каналы 20. К средней проточке золотника 10 подведена рабочая жидкость под давлением PН (давление нагнетания), а от двух крайних проточек использованную в силовом приводе жидкость отводят на слив под давлением РСЛ (давление слива). По каналу 11 жидкость от золотникового распределителя поступает в полость 2 силового цилиндра, а по каналу 13 – в полость 15. Устройство работает следующим образом. При изменении радиального зазора 23 (например, увеличении из-за изменения теплового режима компрессора) давление в канале 7 и в полости 6 упадет, так как стравливание из канала 20 возрастет из-за уменьшения сопротивления выходу воздуха в зазор 23. Это падение давления приведет к смещению золотника 10 влево, и полость 15 соединится со сливной магистралью. Давление в ней понизится, а образовавшийся перепад давления на поршне 3 приведет к его смещению вправо. Вместе с ним сместится относительно корпуса 12 цанга 16, и вследствие взаимодействия ее конусной поверхности с конусной поверхностью корпуса произойдет радиальное сжатие цанги 16, а зазоры 18, 14 и 23 уменьшатся. Разница в вытяжке лопаток 19 и проставок 22 под действием центробежных сил, а также разница в тепловых удлинениях лопаток 19 и 21 будет воспринята слоем 1, легко истираемым при касании рабочих лопаток. 375 9.4. Гидростатическое регулирование радиальных зазоров Для реализации принципа автоматического регулирования при тепловом и механическом способах поддержания минимальной величины зазоров обязательным является наличие в системе датчиков обратной связи – наименее надежного звена в цепи автоматического регулирования. В связи с этим естественным стремлением конструкторов было найти способ регулирования зазоров, не связанный с их непосредственным замером. Идея гидростатического принципа регулирования состоит в использовании силового эффекта, возникающего при нагнетании рабочего тела в зазор между специальными элементами, принадлежащими вращающемуся ротору и неподвижному статору. При этом развивающееся в зазоре усилие должно быть достаточным для удержания ротора на некотором расстоянии от статора. Из теории гидростатических (газостатических) подшипников известно, что при нагнетании под давлением какого-либо рабочего тела в зазор подшипника в нем возникает некоторый силовой фактор, зависящий от расхода этого тела. Установлено, что величины зазора и расхода рабочего тела связаны зависимостью, имеющей вид кубической параболы. Используя это обстоятельство для регулирования зазоров, в принципе можно реализовать две разновидности гидростатического регулирования: при торцевом или радиальном расположении регулирующих элементов. Гидростатическое регулирование радиальных зазоров торцевого типа На рис. 9.26, а представлена разработанная фирмой MTU (Германия) конструкция турбины с торцевым регулируемым рабочим зазором. Рис. 9.26. Схема с торцевым регулированием зазора На подвижной детали 5 имеется ряд цилиндров, в которые входят поршни 9. Камера 8 каналами 10 и 7 соединена с полостью перед сопловым аппаратом 6. Каналом 11 камера 8 сообщается с регулируемым зазо376 ром Б. Усилие, действующее на деталь 5, складывается из разницы давлений в камере 8 и в осевом зазоре турбины и соотношения площадей торцов поршней 9 и кромки 3. При уменьшении зазора давление в камере 8 возрастает, и деталь 5 сдвигается влево. При увеличении зазора давление в камере 8 падает и становится меньше статического давления в полости А. Деталь 5 сдвигается вправо, торцевой зазор между гребнем 2 лопатки 1 и кромкой 3 уменьшается. Недостаток этой конструкции заключается в том, что в начальный пусковой период положение детали 5 является неопределенным и потому возможны случаи касания и изнашивания торцевой поверхности 3 и гребня 2 рабочей лопатки 1. Работоспособность такого гидростатического торцевого уплотнения будет определяться чистотой обработки поверхностей, образующих рабочий торцевой зазор Б, и взаимной перпендикулярностью этих поверхностей относительно оси вращения. Наибольшую трудность представляет обеспечение высокой точности по перпендикулярности торцевых поверхностей, образующих зазор Б. На неперпендикулярность торца гребня 2 к оси вращения влияют не только погрешности изготовления, но и перекосы диска турбины, связанные с прогибами вала, его колебаниями и другими видами тепловых, силовых и динамических деформаций. Все эти факторы способствуют появлению некоторой неперпендикулярности по торцевому уплотнению в зазоре Б и приводят к интенсивному износу деталей 2 и 5. Увеличение же торцевого зазора из-за подачи большего количества воздуха по каналам 10, 7 и 11 приводит к падению КПД двигателя, так как увеличиваются утечки воздуха. К достоинствам представленного на рис. 9.26, а технического решения следует отнести то обстоятельство, что для поддержания минимального зазора не требуется его непосредственного измерения. На рис. 9.26, б представлен другой вариант конструкции уплотнения с регулируемым торцевым зазором, который позволяет несколько уменьшить износ по торцевым поверхностям путем использования лабиринтной схемы уплотнения. В этом устройстве упомянутый ранее поршневой принцип перемещения подвижной детали заменен сильфонным, в котором перемещение подвижной детали 14 обеспечивается подачей давления Р С во внутреннюю полость, образованную двумя гофрированными оболочками 13 и 18. Вращающийся бандаж 15 рабочих лопаток снабжен торцевыми гребешками 16, к которым примыкает кольцо 14, соединенное с гофрированными оболочками на корпусной детали 12. Подаваемый во внутреннюю полость сильфонного привода воздух поступает через отверстия 17 в торцевой зазор между неподвижной деталью 14 и вращающейся деталью 15, заполняя пространство между гребешками 16 лабиринтного уплотнения. Кольцо 14 будет находиться в равновесии под действием двух воздействующих на него давлений: слева 377 Р С – Р 0 и справа Р М . В случае увеличения зазора давление Р М в камерах лабиринтного уплотнения уменьшается и кольцо 14 перемещается вправо до восстановления нарушенного равновесия сил, воздействующих на него от давлений Р С – Р 0 и Р М . При уменьшении зазора давление Р М увеличится, и картина восстановления равновесия будет обратной. Наиболее целесообразной областью применения описанного выше устройства с торцевыми рабочими зазорами являются уплотнения внутреннего контура проточной части турбины (особенно на входе или выходе из ступени), которые хорошо компонуются с ее конструктивным оформлением при использовании гидростатического принципа регулирования. Гидростатическое регулирование радиальных зазоров радиального типа Рассмотренное выше гидростатическое регулирование зазоров с торцевой щелью построено по аналогии с осевыми гидростатическими подпятниками. Наряду с этим известен класс гидростатических подшипников с радиальной рабочей щелью, принцип действия которых также может быть использован для регулирования зазоров в проточной части ГТД. На рис. 9.27 изображен продольный разрез осевого компрессора. Ротор 11 имеет рабочие лопатки 8, между ними установлены лопатки 7 направляющего аппарата, закрепленные в наружном корпусе 10 компрессора. Рис. 9.27. Схема с радиальной рабочей щелью Внутренняя полость ротора 11 выполнена герметичной и соединена каналами 3, а также трубкой 1, имеющей отверстия 2, с последней ступенью компрессора. Во внешней стенке ротора 11 выполнены каналы 4, 378 подводящие воздух в радиальный зазор 5 между этой стенкой ротора и радиальными уплотнителями 6 из антифрикционного материала. Радиальные уплотнители (их число должно быть не менее трех для обеспечения равномерности зазора по периметру) с некоторым зазором установлены в сплошном кольце 9, которое жестко присоединено к концам лопаток 7 направляющих аппаратов и таким образом неподвижно фиксируется относительно корпуса компрессора. Для прижатия секторов уплотнителя 6 к наружной поверхности ротора имеются пружины 12 и 13; они служат также для герметизации стыков между секторами. Система работает следующим образом. Подаваемый через каналы 4 сжатый воздух создает воздушную «подушку», которая отжимает уплотнители 6 от поверхности ротора. Величина зазора 5 при этом устанавливается автоматически при равновесии сил, действующих от пружин и сжатого воздуха. Таким образом, вследствие эффекта саморегулирования при подаче сжатого воздуха в радиальный зазор не требуется производить замеры величин фактического зазора. 9.5. Комбинированное регулирование радиальных зазоров О комбинированном регулировании говорят в том случае, когда в одной конструкции сочетается два и более способа регулирования радиальных зазоров. Наиболее часто в проектах совмещаются тепловой и механический способы воздействия на радиальный зазор. На рис. 9.28, а показана состоящая из лопаток направляющего аппарата 1 и рабочих лопаток 12 ступень компрессора, в которой термические деформации электронагревательной трубки 8 (рис. 9.28, г) при подаче электротока преобразуются в радиальные деформации цангового кольца 3, устройство которого аналогично цанге 12, рассмотренной ранее. Рис. 9.28. Схема с электромеханическим регулированием зазора 379 Выполненные в кольце 3 (рис. 9.28, в) сквозные прорези 16 обеспечивают в результате деформации перемычек 17 равномерное изменение его радиальных размеров по всей длине образующего цилиндра. Цилиндрические хвостовики 6, равномерно расположенные на наружной поверхности кольца 3, центрируют его относительно рабочих лопаток 12, образуя зазор 14 между их торцами и истираемым покрытием 2. Концы хвостовиков 6 выведены наружу корпуса 11 через отверстия 5. Электронагреватель 8 зажат между колодками 9 и 10 (рис. 9.28, б), выполненными из диэлектрического материала и прижатыми пружинным кольцом 7. Концы электронагревателя 8 выведены наружу корпуса 11 через изоляторы 4. При вращении ротора 13 зазор контролируется датчиком 15, и при его уменьшении ниже предельно допустимого значения в электронагреватель 8 подается электроток, который его нагревает, вызывая термическое расширение. Диаметр цангового кольца 3 при этом будет увеличиваться, из-за чего увеличится зазор 14. При увеличении зазора сверх допустимого значения подача электротока прекращается, длина нагревателя 8 уменьшается и кольцо 3 будет сжиматься. Комбинированное регулирование радиального зазора с шестеренчатым приводом эксцентриков 10 (рис. 9.29) разработано фирмой «РоллсРойс» для узла турбины перспективного двигателя. Над рабочими лопатками 1 расположены секторы 2, которые с помощью проушин 4 и 15 при повороте эксцентрика 10 могут быть приближены к торцам лопаток или удалены от них для изменения радиального зазора. Для привода эксцентриков во вращение к основному корпусу турбины на болтах 17 закреплен промежуточный корпус 9, содержащий массивные ребра 7 и 13. Ребро 18 снабжено замком 11, в котором установлено кольцо 19, имеющее фланец 14. В этом фланце выполнена опора 22 для размещения цапфы эксцентрика 10. Другая цапфа 5 помещена в опоре 3, расположенной на ребре 6. Рис. 9.29. Схема с эксцентриковым регулированием зазора 380 На правой цапфе эксцентрика 10 закреплена шестерня 21, которая входит в зацепление с зубчатым сектором 20, присоединенным одним концом с помощью фиксатора 16 к кольцу 19. Другой конец зубчатого сектора 20 оставлен свободным для возможности его термического расширения. При нагревании (или охлаждении) корпуса турбины длина сектора 20 будет изменяться, что приведет во вращение шестерню 21 с эксцентриком 10, и положение сектора 2 изменится. Управляющим фактором при этом методе регулирования является поток холодного воздуха, поступающего из-за компрессора по патрубку 8 в замкнутое пространство 12, из которого через отверстие 18 он сбрасывается в тракт за турбиной. Зная закономерность изменения радиального зазора в турбине на разных режимах работы двигателя, подбором коэффициентов линейного расширения деталей биметаллического привода, толщин ребер 7, 13 и стенок 9, 6, эксцентриситета привода сектора 2 и передаточного отношения шестерен 21, 20, а также варьированием количества подаваемого по патрубку 8 воздуха можно добиться поддержания заданного радиального зазора между секторами 2 и рабочими лопатками 1. Достоинство рассмотренного способа регулирования радиальных зазоров состоит в том, что механизм привода вращения эксцентриков отличается высокой компактностью. Существенным недостатком конструкции является наличие в приводе подвижных деталей, которые функционируют при высоких температурах (более 1 000 °С), что существенно влияет на надежность привода. 9.6. Анализ эффективности различных способов регулирования радиальных зазоров Как отмечалось, наибольшее количество известных технических решений приходится на тепловое регулирование радиальных зазоров. Это можно объяснить тем, что наибольшее влияние на изменение радиальных зазоров оказывают тепловые процессы. Воздействуя на кольцевые тонкостенные детали корпуса и на ротор, тепловые процессы вызывают их коробление и значительные термические деформации деталей, образующих радиальные зазоры в проточных частях ГТД. Поэтому наиболее целесообразным является регулирование радиального зазора путем целенаправленного нагрева или охлаждения элементов корпуса. Наиболее удобно такое регулирование осуществлять в турбинах, где процессы нагрева и охлаждения являются естественными и связаны с обеспечением нормального функционирования узла. Задача поддержания минимальных зазоров в турбине сводится, таким образом, к умению управлять этими процессами в направлении обеспечения необходимой тепловой деформации. Решение проблемы значительно облегчается благодаря простоте и удобству подвода охладителя 381 (обычно – холодного воздуха из-за компрессора) и нагревающего рабочего тела (обычно – горячего газа из проточной части). Непосредственный перенос опыта теплового регулирования турбины на компрессор затруднен из-за определенной специфики его конструкции. Так, подача горячего воздуха из камеры сгорания для обогрева деталей корпуса компрессора нецелесообразна, поскольку требует прокладки двойных коммуникаций: подвода воздуха к компрессору и его отвода в проточную часть турбины. Сбрасывание же горячего воздуха в воздушный тракт компрессора недопустимо, так как вследствие этого падает КПД компрессора и снижается его устойчивость. Необходимость герметизации тракта компрессора для защиты от проникновения в него горячих газов приводит к дополнительному усложнению конструкции коммуникаций и к увеличению их массы. Холодный воздух, забираемый из первых ступеней компрессора для охлаждения деталей в целях регулирования радиальных зазоров, оказывается малоэффективным, так как его давление меньше, чем в последующих ступенях. Поэтому забираемый из первых ступеней воздух может быть использован только для наружного обдува корпусных деталей последних ступеней компрессора при условии их надежной герметизации. Кроме того, наружный обдув корпусных деталей отличается повышенной инерционностью, что ухудшает быстродействие системы поддержания минимальных радиальных зазоров. Наружный обдув крайне неэффективен также и потому, что требует большего количества воздуха, отбираемого из проточной части на охлаждение (1,5...2,0 % и более). Такие затраты могут быть оправданы лишь в том случае, если затрачиваемый на обдув воздух после охлаждения деталей компрессора может быть повторно использован для других целей, например для охлаждения деталей турбины, реактивного сопла и т. д. В двухконтурных ТРД для охлаждения корпуса компрессора может быть использован воздух из внешнего контура, однако такое охлаждение через наружный корпус компрессора обладает большой инерционностью и потому затрудняет надежное поддержание малых зазоров в двигателях с быстропротекающими переходными режимами работы. Таким образом, регулирование радиальных зазоров в компрессоре отличается от условий регулирования зазоров для узлов турбин. В то же время более низкие температурные режимы работы элементов компрессора создают благоприятные предпосылки для использования конструкционных материалов в технических решениях с нетепловым (например, механическим) способом регулирования. Тем не менее, накопленный опыт по тепловому регулированию радиальных зазоров в турбинах позволяет использовать его и в компрессорах. Так, например, вполне реальным представляется вариант регулирования, в котором изменение радиального зазора в нужном направлении осуществляется при действии двух факторов – охлаждения воздухом 382 из второго контура и нагрева электротоком. Холодный воздух вызывает уменьшение радиальных зазоров, а электронагрев – увеличение. В период запуска на взлетных и переходных режимах, а также при возникновении перегрузок может включаться подогрев электротоком, способствующий увеличению радиальных зазоров до безопасной величины. На крейсерском режиме температурный градиент снижается, и регулирование может обеспечиваться лишь принудительным охлаждением. Ранее было показано, что поддержание минимального зазора можно осуществить как по принципу программированного, так и в виде активного следящего регулирования. Однако из-за того, что в обоих случаях на каждый регулируемый радиальный зазор требуется отдельный исполнительный механизм, эти схемы уступают групповому регулированию зазоров и целесообразны лишь в турбомашинах с небольшим числом рабочих ступеней. Групповые же способы регулирования радиальных зазоров, хотя и не позволяют получать минимальные зазоры по всей проточной части турбокомпрессора, сравнимые по величине с зазорами, получаемыми другими способами, тем не менее, привлекают внимание простотой исполнения, особенно приводной части системы регулирования. Гидростатическое регулирование радиальных зазоров целесообразно для применения в таких компрессорах, для которых необходимо поддерживать очень малые рабочие зазоры (порядка нескольких десятых миллиметра). Существенное достоинство гидростатического способа поддержания минимальных зазоров – получаемый эффект саморегулирования зазора, позволяющий отказаться от создания отдельной системы регулирования РЗ. Надежность этого способа может оказаться очень высокой и будет определяться в основном бесперебойностью функционирования системы подачи воздуха для питания рабочего зазора торцевого или радиального типа. 9.7. Оценка деформации диска и лопатки на установившихся режимах Под действием центробежных сил при вращении ротора в диске и рабочих лопатках возникают напряжения растяжения. Упругая деформация диска от действия центробежных сил определяется формулой rупр.д Dcp hлоп 1 r , Ед 2 где Е д – модуль упругости материала диска при рабочей температуре; r и – радиальные и окружные напряжения в диске; – коэффициент Пуассона. Тогда коэффициент жесткости диска можно определить по rупр .д зависимоcти Cд . n2 383 Аналогично можно определить вытяжку пера лопатки rупр . лоп h лоп 0 ( r )dr лоп h лоп , Е лоп Е лоп где лоп – напряжение растяжения пера лопатки, осредненное по длине. Тогда C лоп rупр . лоп n2 . 9.8. Математическая модель системы управления радиальным зазором Математическая модель управления радиальным зазором, разработанная на основе поэлементной модели теплового состояния корпуса и ротора и модели силового нагружения, представляет собой систему дифференциальных уравнений и уравнений связи: rcт rp ; 0 0 0 rcm rp M cm Tcm Tcm k1 p p K ; 2 n 0 0 0 0 rp rp p ( T p T p ) k 2 n hлоп лоп Tлоп Tлоп h3 3 T3 T3 ; max 0 0 0 0 0 Т ст Т р Т лоп Т 3 Т Н 293 К ; р 0 р 0 101325 Па; Н К 1 ст Т ст Т Г ст Т Г Т охл Т ст b; ст 1 д Т Г д Т Г Т охл Т д b; Тд д 1 лоп Т Г лоп Т Г Т охл Т лоп b; Т лоп лоп 1 3 Т 3 b; Т Г 3 Т Г Т охл Т3 3 0 ,6 p K , b p K max где b – коэффициент приведения постоянной времени к максимальному режиму; δ – радиальный зазор; δ M – монтажный зазор (например, для КВД δ M ≈ 1 мм, для ТВД δ M ≈ 0,7 мм, для ТНД δ M ≈ 0,8 мм); r ст , r р – радиусы статора и ротора; Tcm , Tд , Tлоп , Т 3 – средние температуры статора, диска, лопатки и замка (с индексом 0 – температура узла при сборке); 384 pK – давление за компрессором; n – частота вращения ротора ( nmax – частота вращения на максимальном режиме); hлоп , h3 – длина пера лопатки и замка (для замка имеется в виду и удлиненная ножка замка); mc F – постоянная времени (порядок постоянных времени τ ст ≈ 30 с; τ д ≈ 60…100 с; τ лоп ≈ 4…10 с; τ З ≈ 4…20 с); – коэффициент теплоотдачи; c – теплоемкость материала детали; m – масса детали; F – площадь поверхности теплоотдачи; Т Т МЕТ Г – эффективность охлаждения детали; Т Г Т охл Т Г – температура газа; Т МЕТ – температура детали (металла); Т ОХЛ – температура охлаждающего воздуха (газа); ст , р , 3 , лоп – коэффициенты линейного температурного расширения материалов статора, ротора, замка, лопатки; k 1 – коэффициент влияния давления (k 1 = (1,0…1,5)·10-1 мм/МПа); k2 – коэффициент влияния частоты вращения (k 2 ≈ 0,27…0,33 мм·мин/об). Моделирование (рис. 9.30) показало, что при приемистости на начальном участке (10…20 с) увеличение размера статора КВД определяется нагрузкой от давления. Рис. 9.30. Результаты моделирования изменения радиального зазора 385 Оно компенсируется увеличением диаметра ротора от действия центробежных сил, и радиальный зазор изменяется незначительно. Дальнейшее изменение радиального зазора определяется уже температурным расширением статора и ротора. В турбинах, особенно в ТНД, на величину радиального зазора существенно влияет тепловое расширение рабочих лопаток, в результате чего наблюдается значительное уменьшение радиального зазора. Для активного управления величиной радиального зазора в элементах системы управления двигателем предусматриваются специальные блоки. Их работа может быть построена по нескольким принципам. В выполненных конструкциях наиболее распространены три схемы. Схема 1 (рис. 9.31) основана на использовании в качестве параметра регулирования температуры корпуса (статора). Рис. 9.31. Схема системы активного управления радиальным зазором с измерением температуры корпуса Основой схемы 2 (рис. 9.32) является встроенная в регулятор модель радиального зазора, где в качестве входных данных используются параметры Tcm , n , Tвх , РУД , р К . 386 Рис. 9.32. Схема со встроенной моделью изменения радиального зазора Схема 3 (рис. 9.33) основана на применении датчика, непосредственно измеряющего размеры радиального зазора. Рис. 9.33. Схема с непосредственным измерением величины радиального зазора 387 На приведенных схемах x зад – заданное перемещение заслонки подачи воздуха. Постоянная времени контура заслонки засл 0,1…0,2 с, т. е. намного меньше, чем постоянные времени диска, лопатки и статора. Исследования этих схем показали, что наименьшие колебания изменений зазоров для компрессора в динамике дает схема 2 (рис. 9.34). Рис. 9.34. Динамика изменения радиального зазора в компрессоре высокого давления при разных схемах регулирования Для турбины несколько лучшие результаты дает применение третьей схемы. 9.9. Требования, предъявляемые к компонентам систем активного регулирования зазоров В исследованиях по созданию систем регулирования зазоров в компрессорах и турбинах ГТД в качестве основных компонентов рассматриваются датчики зазора, блоки управления, исполнительные механизмы. Датчики радиального зазора измеряют фактический радиальный зазор между торцами лопаток рабочего колеса и внутренней поверхностью статора (уплотнения). Они обеспечивают надежность и достоверность системы регулирования, так как именно от них система получает первичную информацию. Чувствительный элемент датчика находится в газовоздушном тракте двигателя в экстремальных условиях (химически активная газовая среда с температурой до 1 500 ºС, изменяющийся состав и диэлектрические свойства среды, высокие вибрационные нагрузки, высокая линейная скорость перемещения торцов лопаток и др.). В тяжелых условиях работает и корпус датчика, установленный на статоре компрессора или турбины ГТД. 388 К техническим характеристикам датчика радиального зазора предъявляются следующие требования: - диапазон измерения радиальных зазоров составляет 0…250 мкм; - точность измерения зазора должна быть не хуже 2,5 мкм; - температурный диапазон – до 1 400 ºС; - частота опроса – не менее 50 Гц; - время безотказной работы датчика должно быть сравнимо с ресурсом двигателя (5…10 тыс. ч). На протяжении последних 20–30 лет для получения информации о радиальных зазорах пытались использовать различные физические принципы: емкостные, токовихревые, ультразвуковые, оптические, рентгеновские. Предпочтение отдавалось в основном емкостным датчикам, которые, однако, имеют ряд недостатков: температурный дрейф показаний, влияние на результаты измерений паразитных емкостей. Случайная составляющая погрешности емкостных датчиков составляет 6,9 мкм. В последние годы большое внимание уделяется микроволновым датчикам. Они нечувствительны к составу газового потока, способны работать при температурах до 900 ºС без охлаждения и до 1 200 ºС с принудительным охлаждением. Однако микроволновые датчики имеют низкую чувствительность вблизи нижней границы измеряемого зазора, которая соответствует самому опасному режиму работы ГТД, когда возможны касания рабочих лопаток к внутренней поверхности статора. Первое поколение микроволновых датчиков с рабочей частотой 5,8 ГГц обеспечивает приемлемую чувствительность только в диапазоне изменений радиального зазора 2…13 мм. Сейчас разрабатывается конструкция второго поколения таких датчиков с рабочей частотой 24…34,4 ГГц, волноводы которых устанавливаются в отверстиях статора диаметром 6…16 мм. Они смогут работать при температурах до 2 000 ºС и должны обеспечить значительно лучшие характеристики (измерение зазоров в диапазоне 0…3 мм с погрешностью 10 мкм) во всем диапазоне частот вращения ротора. Анализ разработок показывает, что существующие схемы и конструкции датчиков не удовлетворяют необходимым требованиям, и их применение в системах активного регулирования зазора пока сомнительно. Исполнительные механизмы обеспечивают физическое изменение радиального зазора на работающем двигателе. Они могут быть построены на различных принципах: электрогидравлические, пьезоэлектрические приводы, а также приводы, основанные на использовании материалов с памятью формы (smart materials – «умных» материалов). Основные проблемы – высокие рабочие температуры. Электрогидравлический привод обладает высоким быстродействием порядка 1,8 мс, не требует сложного технического обслуживания, но достаточно громоздок и имеет рабочую температуру всего до 315 ºС. Исполнительные механизмы на основе пьезокерамики характеризуются хорошей линейностью характеристики, высокими силовой способно389 стью и быстродействием, но их рабочая температура ограничена точкой Кюри (порядка 204 ºС). В качестве материалов с памятью формы можно использовать сплав нитинол и электрострикционные полимеры (полимерные мышцы), обладающие высокой нагрузочной способностью. Но эти материалы обладают существенно нелинейными характеристиками, которые зависят от температуры. Блок управления предназначен для управления исполнительными механизмами для поддержания постоянных значений зазоров между подвижными и неподвижными элементами контролируемой ступени ГТД на всех режимах работы двигателя. Управление может быть групповым или индивидуальным. При групповом управлении все исполнительные механизмы получают один управляющий сигнал и обеспечивают одинаковое симметричное смещение уплотняющих элементов по всей окружности. При индивидуальном управлении блок формирует индивидуальный сигнал для каждого силового элемента, обеспечивая перемещение каждого уплотняющего сегмента статора, компенсируя тем самым асимметричные изменения зазоров. В блоке управления возможна реализация трех основных схем управления: релейной; на основе модели; с обратной связью при измерении реального радиального зазора. Релейное управление обеспечивает оптимальные зазоры только в одной точке рабочей характеристики двигателя, поэтому применение такой системы активного регулирования зазоров на многорежимных двигателях нецелесообразно. Вариант управления на основе модели обеспечивает поддержание зазоров, близких к оптимальным, в нескольких точках рабочей характеристики двигателя. При этом величина текущего зазора определяется косвенным путем на основе расчета по модели, связывающей зазор с измеряемыми рабочими параметрами двигателя (частота вращения ротора, давление и температура воздуха на входе в двигатель и в газовоздушном тракте, температура статора, положение рукоятки управления двигателем и т. п.). Наиболее приемлемой для систем активного регулирования радиального зазора является схема управления с обратной связью, которая предполагает непрерывное измерение действительного радиального зазора на всех режимах работы двигателя. Однако реализация этой схемы требует высокой точности измерения зазоров датчиками, что в настоящее время остается проблематичным. Контрольные вопросы 1. Причины, вынуждающие выполнять в компрессорах и турбинах ГТД регулирование радиальных зазоров. 390 2. Перечислите основные методы регулирования радиальных зазоров. 3. Сущность метода теплового регулирования радиального зазора. 4. Принцип и схема регулирования радиального зазора обдувкой корпуса турбины. 5. Кинематические схемы регулирования радиальных зазоров. 6. Принципы гидростатического регулирования радиальных зазоров. 7. Математическая модель управления радиальным зазором. 8. Схемы систем автоматического управления для регулирования радиальных зазоров. 9. Типы датчиков радиального зазора, их сравнительная оценка. 10. Оценка деформаций диска и лопатки на установившихся режимах работы ГТД. Тема 10. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ ПРОЧНОСТНОЙ НАДЕЖНОСТИ 10.1. Эксплуатационные режимы работы ГТД. Установившиеся и неустановившиеся режимы работы ГТД Режимы работы газотурбинного двигателя делятся на установившиеся (стационарные, статические) и неустановившиеся (переходные). Установившиеся режимы (стационарные, статические) – режимы работы двигателя, при которых его параметры (тяга или мощность, частота вращения ротора, температура газа, расход топлива и пр.) не изменяются во времени при неизменных значениях давления и температуры атмосферного воздуха. Неустановившийся (переходный) режим – процесс изменения во времени параметров двигателя между двумя установившимися режимами. Установившиеся (стационарные, статические) режимы работы авиационного двигателя, используемые в полете и для управления полетом, а также при рулении на аэродроме, в совокупности называются рабочими режимами. К рабочим режимам ГТД относятся: - чрезвычайный режим; - взлетный режим (максимальный режим); - номинальный режим (максимальный продолжительный режим); - крейсерский режим; - режимы малого газа (полетный и земной малый газ); - реверсные режимы; - авторотация. Обозначим относительную тягу (или мощность) двигателя как отношение тяги (мощности) на эксплуатационном режиме к тяге (мощности) на максимальном режиме: 391 PРЕЖ N РЕЖ . PВЗЛ N ВЗЛ Чрезвычайный режим соответствует максимальной тяге (мощности), которую может развить двигатель в чрезвычайных условиях (например, после отказа одного из двигателей многодвигательного летательного аппарата) в течение ограниченного промежутка времени (обычно 0,5…2,5 мин) ограниченное число раз за ресурс. После работы двигателя на чрезвычайном режиме выполняются обязательные осмотры и необходимые регламентные работы: P(N) Ч.Р 1,2. Взлетный режим (максимальный режим) применяется для взлета и разгона самолета. Соответствует наибольшей величине тяги (мощности), которую двигатель может стабильно развивать в течение заданного ограниченного промежутка времени (для двигателей пассажирских и транспортных самолетов с дозвуковыми скоростями полета обычно не превышает 5 мин): P (N) ВЗЛ = 1. Форcированный режим – режим с форсированным значением тяги за счет сжигания топлива в форсажной камере сгорания, причем в зависимости от расхода топлива в форсажной камере различают минимальный, частичный и полный форсированные режимы. Номинальный режим (максимальный продолжительный режим) применяется для набора высоты. Соответствует максимально допустимой величине тяги (мощности), которую двигатель может развивать в течение времени, в несколько раз большего, чем время использования взлетного режима: P (N) НОМ = 0,85…0,95. Крейсерский режим применяется для длительной работы двигателя. Соответствует тяге (мощности), которую двигатель может развивать в течение неограниченного времени в пределах ресурса: P (N) КРЕЙС = 0,4…0,8. Полетный малый газ (ПМГ) в общем случае соответствует минимальной тяге (мощности), необходимой для нормального торможения летательного аппарата и снижения перед посадкой. В соответствии с требованиями P(N) ПМГ 0,15. Земной малый газ (ЗМГ) соответствует минимальной устойчивой тяге (мощности). Применяется для прогрева двигателя после запуска и при рулении на аэродроме. Относительная величина тяги (мощности) на режиме ЗМГ обычно составляет P(N) ЗМГ = 0,04…0,06. Реверсные режимы предназначены для уменьшения пробега самолета при посадке или прерванном взлете. Реверсирование тяги осуществляется изменением направления реактивной струи для ТРД и ТРДД, изменением угла установки воздушного винта для ТВД. При этом обычно режим работы двигателя близок к крейсерскому. P(N) РЕЖ 392 Особое место занимает режим авторотации – вращение ротора двигателя в полете под воздействием набегающего потока воздуха без подвода тепла в камере сгорания. Совокупность возможных в эксплуатации установившихся (стационарных, статических) режимов работы ГТД изображена на рис. 10.1 линией 1. Рис. 10.1. Границы устойчивой работы двигателя: 1 – линия установившихся (стационарных, статических) режимов работы; 2 – ограничение минимальной приведенной частоты вращения ротора турбокомпрессора, при которой обеспечивается устойчивая работа двигателя; 3 – ограничение максимальной приведенной частоты вращения ротора турбокомпрессора из условий прочности конструкции; 4 – граница погасания камеры сгорания (срыв пламени из-за обеднения топливовоздушной смеси – бедный срыв); 5 – граница газодинамической устойчивости компрессора (граница помпажа); 6 – ограничение максимальной температуры газа Динамические (нестационарные) процессы (режимы) в двигателе – процессы перехода с одного установившегося режима на другой. К неустановившимся (переходным) режимам относятся: – запуск двигателя – выход на режим земного малого газа; – основная приемистость – от режима МГ до максимального; – частичное дросселирование и приемистость; – встречная приемистость – процесс увеличения тяги (мощности) после ее уменьшения, вызванного рядом обстоятельств, в том числе возникновением срывных режимов работы и т. п.; – включение форсированного режима; – встречный запуск – после уменьшения тяги (мощности) ниже, чем на режиме МГ; 393 – полная приемистость – изменение режима работы от малого газа до полного форсированного; – полное дросселирование (сброс) – уменьшение тяги (мощности) в тех же пределах; – нештатные переходные процессы, вызванные неисправностями системы управления или двигателя. Область, лежащая в пределах границ устойчивой работы двигателя (между малым газом и максимальным режимом), является рабочей областью двигателя. На рис. 10.2 для примера показан график опробования турбовального ГТД с указанными установившимися и переходными режимами работы двигателя. Рис. 10.2. График опробования турбовального двигателя Д-136 При переходе с одного режима на другой на детали двигателя воздействуют переменные центробежные и газовые нагрузки, в деталях при неравномерном нагреве также возникают термические напряжения. На режимах запуска и приемистости допускается кратковременное увеличение температуры газов выше некоторых предельных значений (см. подразд. 8.9), что вызывает в деталях горячей части двигателя тепловые уда* ры. Пределом увеличения Т г при разгоне ротора может быть приближение к границе газодинамической устойчивости компрессора или превыше* ние максимально допустимой температуры газа Т г mах (рис. 10.3). Переменные нагрузки вызывают накопление усталости в материале детали. Повреждаемость дета л ей в обобщенном полет394 ном ц икле (ОПЦ) зависит от параметров и профиля цикла. ОПЦ включают в себя установившиеся режимы и переменные процессы работы двига теля: от запуска на земле перед полетом, в течение всего поле та и до выключения после посадки и руления. Повреждаемость деталей за ресурс скл адывается из повреждаемостей в отдельных полетных ц иклах: П = П i ( i = 1, …, n ), где П i – повреждаемость в i -м полетном цикле; n – число пол етных циклов. Рис. 10.3. Изменение подачи топлива и температуры газов при приемистости и дросселировании 10.2. Расчетные модели Любое вновь создаваемое изделие не может быть допущено к эксплуатации без анализа его прочностной надежности. Сравнительно новый в технической литературе термин «прочностная надежность» означает отсутствие отказов спроектированного изделия, связанных с его разрушениями или с недопустимой деформацией входящих в конструкцию элементов. Решение вопросов, касающихся обеспечения прочности и надежности проектируемого объекта, проводится при рассмотрении соответствующей модели прочностной надежности, состоящей из физической модели объекта и его математической модели (рис. 10.4). Физическая модель (ФМ) состоит, в свою очередь, из нескольких моделей, которые отражают следующие необходимые сведения: по геометрическому представлению проектируемого объекта (геометрическая модель); по характеру его нагружения (модель нагружения); по свойствам конструкционных материалов (модель материала); по виду их разрушения (модель разрушения). 395 Математическая модель (ММ) – это система расчетных уравнений, позволяющая оценить прочность проектируемой детали или узла в замкнутом виде. Рис. 10.4. Классификация моделей прочностной надежности Различают следующие виды ММ: - по характеру отображаемых моделью свойств проектируемого объекта – функциональные модели, описывающие физические процессы, происходящие при функционировании проектируемого объекта (детали), и структурные модели, отображающие его структурные свойства (под структурными свойствами модели понимают топологические или геометрические характеристики проектируемой детали – соподчиненность элементов, образующих форму детали, взаимное расположение элементов в пространстве и т. п.); - по уровню моделирования – ММ на микроуровне, описывающие с помощью систем дифференциальных уравнений в частных производных процессы, происходящие в сплошной среде с заданными краевыми условиями (при представлении реального объекта дискретной моделью система дифференциальных уравнений обычно заменяется системой алгебраических уравнений, решение которых удобно производить с помощью ЭВМ) и ММ на макроуровне, описывающие с помощью уравнений, связывающих силы и деформации, поведение объекта (узла), состоящего из нескольких деталей. Для наиболее полного отражения свойств проектируемого объекта ММ должна содержать сведения трех типов: о свойствах входящих в объект дискретных элементов, об интегральных свойствах всего объекта и о 396 характере влияния на объект внешних воздействий. Количественное выражение всех этих сведений осуществляется через величины, называемые параметрами объекта, и должно согласовываться с особенностями физической модели, принятой в расчетах за исходную версию. Так, например, ММ напряженного состояния детали в зависимости от ее геометрии, вида приложенной нагрузки и свойств материала в наиболее общем виде может быть представлена следующим квазигармоническим уравнением: д д д д д д K z Kx K y Q 0, дx дx дy дy дz дz где φ – искомая непрерывная функция; K x , K y , K z – коэффициенты; Q – внешнее воздействие. Для частного случая кручения однородного вала от крутящего момента имеем K x = K y = 1, тогда уравнение упрощается до вида д 2 д 2 2G 0 , дx 2 дy 2 где G – модуль сдвига; – угол закручивания вала на единицу его длины; φ – функция напряжения. Компоненты касательных напряжений по соответствующим осям определяются как д д и y . x дx дy Уравнения, связывающие силы и деформации, обычно имеют множество возможных решений. Для получения единственного искомого решения необходимо задавать краевые (граничные) условия для стационарных задач или начальные условия – для нестационарных. В краевых задачах граничные условия для рассматриваемой области задаются различными способами: а) значением искомой функции (граничные условия первого рода); производной от искомой функции (граничные услоб) значением вия второго рода); в) уравнением баланса энергии (граничные условия третьего рода). Так, например, граничные условия могут быть заданы через напряженность в граничных сечениях деталей. Для вращающегося диска со свободным отверстием такими граничными условиями являются: отсутствие радиальных напряжений на внутренней поверхности отверстия ( R 0 ) и их равенство распределенной нагрузке от инерционных сил на внешней поверхности обода. Однако задание граничных условий не всегда приводит к искомому решению, и точное решение краевых задач удается получить лишь для немногих частных случаев. Поэтому в общем случае используются при397 ближенные методы решения на основе интегральных уравнений или метода сеток. Основная идея построения ММ на основе интегральных уравнений заключается в переходе от исходных дифференциальных уравнений к эквивалентным интегральным уравнениям. Суть метода сеток состоит в замене реального объекта дискретной моделью. Решение задачи в данном случае будет заключаться в аппроксимации искомой непрерывной функции совокупностью приближенных ее значений, рассчитанных для узлов некоторой области. Множество узлов, соединенных между собой определенным образом, образуют сетку. Наибольшее распространение получили два метода сеток: конечных разностей (МКР) и конечных элементов (МКЭ). Компонентными уравнениями элементов упругой механической системы являются уравнения, связывающие силы и деформации. Деформация при этом определяется как разность перемещения двух характерных точек элемента в направлении некоторой координатной оси. При линейной связи между силой и деформацией компонентные уравнения получают на основе закона Гука. Для одноосного растяжения в l направлении оси х этот закон имеет вид , а для двухосного напряl E l 1 x y , где – коэффициент Пуассона; женного состояния – l E x – напряжения вдоль оси x, y – напряжения вдоль оси у. Таким образом, компонентные уравнения связывают между собой разнородные параметры (сила, деформация), относящиеся к одному элементу. Связи между однородными параметрами, относящиеся к разным элементам, устанавливаются топологическими уравнениями, которые получают на основе данных о структуре объекта. Примером топологических уравнений для упругой системы являются уравнения равновесия для сил F и моментов М, а также уравнения совместности деформаций. Уравнения равновесия выражаются через записанный для проекций сил F и моментов М для каждой координатной оси известный принцип Даламбера: F 0 ; M 0 . Уравнения совместности деформаций, выражающие условия целостности конструкции, сводятся к предположению о равенстве нулю суммарной деформации элементов вдоль любого замкнутого контура. Топологические уравнения получают формальными методами, базирующимися на использовании теории графов для определения матриц контуров и сечений. 398 При рассмотрении прочности конкретных деталей ГТД были использованы различные виды математических моделей, соответствующие принятой в исходных данных физической модели. Геометрическая модель. В зависимости от конфигурации проектируемой детали используются четыре разновидности геометрических моделей: стержневая, пластинчатая, оболочечная и пространственная, каждая из которых рассматривается на основании известных из курса сопротивления материалов закономерностей, образующих их математическую модель. Необходимо заметить, что в ряде случаев одна и та же деталь, в зависимости от требуемой точности конечных результатов расчета, может моделироваться по стержневой (одномерной), пластинчатой (двумерной) или пространственной (трехмерной) теории. Например, перо сплошной лопатки турбомашины в большинстве расчетных случаев моделируется в виде стержня переменного сечения. Для ее пустотелой конструкции более подходящей моделью является оболочечное представление пера. Однако в ряде случаев при достаточной толщине стенки пера лопатки для приближенной оценки влияния внутренней полости на уровень растягивающих и изгибных напряжений можно ограничиться стержневой моделью. Таким образом, при назначении для детали вида расчетной модели следует в первую очередь исходить из ее основных особенностей и отвлекаться от второстепенных факторов, не оказывающих существенного влияния на прочностную надежность проектируемого объекта. Модель нагружения. Предусматривается учет внешних нагрузок, характера их изменения во времени, а также влияния агрессивности окружающей среды, оказывающей, согласно многочисленным наблюдениям, существенное воздействие на работоспособность деталей. Поскольку решающее влияние на прочность оказывают максимальные величины нагрузок, именно они закладываются в расчет. Однако в ряде случаев прочность деталей определяется не только пиковыми значениями внешних нагрузок, но и всей совокупностью нагрузочных факторов, а иногда и последовательностью их возникновения. В зависимости от характера изменения нагрузки во времени при выполнении прочностных расчетов различают статическое, ударное и циклическое нагружение. Например, при расчете двигателя на «птицестойкость» наиболее подходящей моделью нагружения лопаток вентилятора ТРДД является модель ударного нагружения с весьма малым временем воздействия нагрузки (не более 0,001 с). Циклический вид нагружения распадается на малоцикловой (N ≤ 104...105) и многоцикловой (N > 105), что связано с различным механизмом разрушения при воздействии на деталь различного числа циклов N. Весьма широкое распространение получили модели многоциклового нагружения, используемые при анализе вибрационной прочности и вибрационной устойчивости деталей ГТД. Полагая, что в большинстве случаев изменение нагрузки носит гармонический характер, при расчетах на виб399 рацию определяют собственные частоты и амплитуды колебаний. В последнем случае для получения замкнутого решения требуется задать гармоническую нагрузку и выбрать один из законов диссипации энергии в материале. Большое внимание при проектировании стали уделять малоцикловому нагружению, так как при многократных и быстрых изменениях режимов работы двигателя поломки деталей, как правило, связаны с недостаточной малоцикловой усталостью (МЦУ) конструкционных материалов. К таким деталям прежде всего следует отнести турбинные лопатки многорежимных двигателей, которые при каждом переходе от режима малого газа до максимального испытывают совместное циклическое нагружение от тепловых и механических факторов и наиболее подвержены термической усталости. Модель материала. При создании моделей конструкционных материалов исходят из представления их структуры в виде сплошной однородной (для металлов) или слоистой неоднородной (для композиционных материалов) среды, имеющей одинаковую или различную степень анизотропии по осям и наделенной осредненными значениями упругости, пластичности и вязкости (ползучести). Модель композиционного материала более сложна для анализа. При ее построении исходят из допущения о том, что распределяется растягивающее каждый слой усилие соответственно жесткости волокна и связующего, и в зависимости от общей деформации определяют упругие константы составного материала как функции от характеристик составляющих. Однонаправленные слои считаются однородными, но обладающими существенной анизотропией. Для пакета слоев допускается справедливость гипотезы Кирхгофа – Лява и непрерывность деформаций по толщине. Модель разрушения. Эта модель является важнейшим компонентом физической модели, так как на основании ее вида производится выбор запаса прочности. Различают модели статического, длительного статического, усталостного и малоциклового разрушения. Модели статического разрушения обычно используют при статическом характере действия нагрузки. Для хрупких материалов в условиях одноосного нагружения они реализуются при достижении внутренними напряжениями значения временного сопротивления B материала. Внешним признаком разрушения хрупких материалов служит появление трещин или отрыв части детали. Разрушение пластичных материалов наступает при достижении внутренними напряжениями предела текучести T , а признаком разрушения считается возникновение заметных остаточных деформаций, явлений текучести или ползучести. На практике одноосное напряженное состояние встречается редко, потому что в большинстве реальных конструкций реализуется плоское (двумерное) или пространственное (трехмерное) напряженное состояние 400 деталей ГТД. При таком сложном напряженном состоянии оценку прочности производят на основании известных из курса сопротивления материалов различных критериев прочности, учитывающих значение компонентов напряжения по различным осям. Установлено, что с увеличением времени статического нагружения детали предел прочности материала снижается вследствие структурных изменений в материале от воздействия напряжений и температуры. Это характерно для большинства конструкционных материалов, испытывающих длительное статическое нагружение в условиях повышенных температур. Для данных условий нагружения наиболее подходит модель длительного статического разрушения, являющаяся типовой для материалов, подверженных явлению ползучести (лопатки и диски газовых турбин). Определяющие параметры для модели длительной статической прочности: действующие напряжения; длительность воздействия напряжений; уровень температур, при которых происходит нагружение детали. К критериям, определяющим уровень модели длительной статической прочности, обычно относят предел ползучести tB и предел длительной прочности t . Модели усталостного разрушения используются при циклическом (вибрационном) характере изменения нагрузки, и за критерий прочности при симметричном и асимметричном циклах нагружения принимается предел выносливости 1 материала. Заметим, что усталостные разрушения связаны с локальной прочностью детали и поэтому наиболее часто зарождаются в местах концентрации напряжений. Модели малоциклового разрушения применяются при повторном воздействии на деталь больших напряжений и деформаций, когда разрушения происходят при N < 105 и связаны с малоцикловой усталостью конструкционных материалов. Поэтому характеристики МЦУ становятся определяющими при выборе конструкционных материалов для деталей, работающих в условиях малоциклового нагружения (лопатки, диски и корпусы газовых турбин, элементы камер сгорания и реактивного сопла). За критерий прочности при МЦУ обычно принимают амплитуду пластической деформации цикла. Более подробное описание характеристик конструкционной прочности материалов, используемых при создании ГТД, а также особенностей выбора запасов прочности для различных моделей нагружения и разрушения приводится соответственно в подразд. 10.3 и 10.4. 10.3. Конструкционная прочность материалов При назначении марки материала очень важно правильно оценить все специфические условия работы проектируемого узла с учетом особенностей рассмотренных в подразд. 10.2 моделей (геометрии, нагружения, материала и разрушения). 401 Опыт проектирования показывает, что повреждения и разрушения элементов конструкции часто происходят в результате того, что в расчетах на прочность не учитываются такие факторы, как повышение локальных напряжений из-за наличия концентраторов напряжений, наличие остаточных технологических напряжений, появление термических напряжений при резком перепаде температур, нестабильный характер нагружения из-за нестационарности циклических нагрузок, многокомпонентность нагружения, наличие микро- и макронеоднородности металла по толщине, различное состояние поверхностей деталей по химическому составу, шероховатости, наклепу и т. п. В связи с этим в практику проектирования введено понятие «конструкционная прочность», т. е. прочность в реальных условиях нагружения с учетом геометрических, металлургических и технологических факторов. Рассмотрим характеристики материалов, с помощью которых при проектировании оценивается конструкционная прочность деталей ГТД. Предел прочности B . Наиболее распространенной характеристикой материала является его предел прочности (временное сопротивление) – максимальные напряжения, выше которых происходит разрушение детали. Для пластичных материалов признаком разрушения считается появление таких остаточных деформаций, при которых нарушается работоспособность конструкции; для хрупких материалов таким признаком служит появление трещин или разрыв детали. Установлено, что в зависимости от температуры, напряженного состояния и скорости нагружения материал может проявлять склонность к хрупкому или вязкому разрушению. Так, с увеличением скорости нагружения, понижением температуры, увеличением жесткости напряженного состояния пластический вид разрушения материала все более приближается к хрупкому. Предел текучести T . При прочностных расчетах пластические характеристики материалов принято оценивать по параметру 0,2 , т. е. по условному напряжению, соответствующему остаточной деформации детали 0,2 % от ее первоначальной длины. При повышении рабочей температуры уменьшается 0 ,2 большинства материалов и повышаются их пластические свойства. Это явление способствует более равномерному распределению нагрузки в нагретых деталях ГТД и снижению их чувствительности к влиянию концентраторов напряжения. Так, для дисков турбин современных ГТД в целях снижения их массы в ряде случаев допускается упругопластическое состояние материала, при котором на некоторых участках диска напряжения превышают 0 ,2 . Предел ползучести t . Для деталей ГТД, находящихся длительное время под статической нагрузкой в условиях высоких температур (лопатки и диски турбины и горячей части компрессора, диафрагмы сопловых и направляющих аппаратов и др.), важной характеристикой, опре402 деляющей возможность применения материала, является предел ползучести t – напряжения, которые вызывают за определенный промежуток времени τ при данной температуре t заданные остаточные деформации ε. Например, запись 800 0.2 100 = 500 МПа означает, что при температуре 800 ºС образец из данного материала получает остаточные деформации 0,2 % за 100 ч нагружения напряжениями в 500 МПа. Сопротивление материала ползучести характеризуется скоростью ползучести П , которая может быть определена степенной зависимостью П А m или экспоненциальной зависимостью П аe b , где А, m, а, b – коэффициенты, постоянные для данной температуры и материала; е – основание натуральных логарифмов; – напряжения. Допустимые остаточные деформации Д на практике выбирают исходя из отсутствия касания подвижных и неподвижных деталей двигателя в процессе длительной эксплуатации. Определяются Д абсолютными значениями установленных радиальных и осевых зазоров между ними. В свою очередь, при известной скорости ползучести фактические относительные деформации ф П , где τ – время работы. Окончательное решение о пригодности выбираемых для данных условий эксплуатации материалов принимают из условия ф Д . При этом следует иметь в виду, что с повышением температуры предел ползучести конструкционных материалов уменьшается. Особенно резко падает t титановых сплавов, что ограничивает область их применения для нагруженных деталей. С явлением ползучести связана другая важная характеристика конструкционных материалов – релаксационная стойкость, которая определяет их способность сохранять натяги в соединениях деталей, затяжку в резьбе, зазоры у смежных элементов конструкции и т. п. О релаксационной стойкости конструкционного материала обычно судят по напряжениям, которые установились в образце по истечении определенного времени испытаний при заданной температуре. Скорость релаксации и скорость ползучести связаны соотношением a р E П , a которое позволяет оценить темп снижения задаваемых при проектировании напряжений по мере наработки двигателя. 403 Предел длительной прочности tB . Если при испытании на ползучесть образец разрушился, то напряжения, при которых произошло это разрушение, относят к пределу длительной прочности материала. Таким образом, предел длительной прочности является той характеристикой материала, которая свидетельствует о принципиальной возможности его длительного применения для нагруженных в условиях повышенных температур деталей (камеры сгорания, лопатки и диски турбин). Например, запись 800 B 100 = 500 МПа означает, что при температуре 800 ºС образец разрушится при напряжениях 500 МПа после 100 ч нагружения. Долговечность материала (время до разрушения) связана с действующими напряжениями уравнением A m, (10.1) где А и m – коэффициенты, постоянные для данного материала и температуры. В логарифмических координатах величин и уравнение (10.1) дает прямую линию. В литературе зависимость длительной прочности от времени t B = f приводится обычно для непрерывного нагружения деталей постоянными напряжениями. Однако, в условиях эксплуатации ГТД детали испытывают этапное нагружение в зависимости от режима его работы (режим малого газа, максимальный, номинальный, крейсерский режим). В этом случае для оценки влияния различных режимов нагружения на долговечность деталей используют различные гипотезы о суммировании повреждений. Наиболее распространена гипотеза о линейном суммировании повреждений на исчерпание общей длительной прочности материала при работе двигателя на различных режимах. Согласно этой гипотезе при работе в течение 1 ч на каждом из режимов 1 , 2 ,..., m при температурах t1 ,t 2 ,...,t m будут исчерпаны доли общей долговечности 1 1 1 ; ;...; . 1 2 m Если обозначить доли наработки на отдельных режимах через C1 ,C 2 ,...,C m , то для суммарной наработки в течение 1 ч можно записать равенство C1 C2 ... Cm = 1, а каждый режим в течение 1 ч многорежимного испытания исчерпает соответствующие доли ресурса: C C1 C 2 , ,..., m . 1 2 m При их суммировании получаем долговечность, которая будет исчерпана за 1 ч многорежимной работы: 404 m C C C1 C2 1 ... m i , 1 2 m э 1 i (10.2) где э – эквивалентное время до исчерпания ресурса при данном сочетании режимов нагружения. Из (10.2) получим расчетную формулу для эквивалентной долговечности: 1 э m . (10.3) Сi i 1 i Рассмотрим особенности применения формулы (10.3) на примере. Лопатка турбины для условий нагружения, характерных для взлетного, номинального и крейсерского режимов, имеет соответствующие долговечности 15, 30 и 150 ч. Средняя наработка на 1 ч эксплуатации двигателя для каждого из этих режимов составила 10, 20 и 30 мин, что соответствует С 1 = 0,166, С 2 = 0,333 и С 3 = 0,500. Подставим исходные данные в (10.3): 1 э 0 ,166 0 ,333 0 ,500 39,5 ч. 15 30 150 При выборе конструкционных материалов для деталей двигателя, работающих при высоких температурах и в среде, содержащей агрессивные (например, сернистые) газы, необходимо обращать внимание на жаропрочность, жаростойкость и термостойкость материалов. Жаропрочность – способность конструкционного материала сохранять механическую прочность ( B , tB , t0.2 ) при высоких температурах. Темп уменьшения прочности с ростом термического нагружения должен позволять сохранять работоспособность деталей в случае кратковременного «заброса» температуры сверх максимального рабочего значения. Например, при розжиге форсажного топлива «огневой дорожкой» лопатки турбины испытывают кратковременный тепловой удар от струи пламени, подаваемой из камеры сгорания в форсажную камеру. Жаропрочность лопаток должна быть достаточной для сохранения работоспособности после снятия такой тепловой перегрузки. Жаростойкость – способность конструкционного материала сопротивляться газовой коррозии при высоких температурах в течение длительного времени. На практике о жаростойкости чаще всего судят по потере массы детали в связи с образованием окалины. Недостаточная жаростойкость может привести к недопустимому снижению площади поперечного сечения детали. Жаростойкость удается резко повысить нанесением различных покрытий (плазменного, гальванического, электрохимического и др.). Термостойкость – способность конструкционного материала сопротивляться разрушению от частых теплосмен (нагрев – охлаждение). 405 На практике термостойкость оценивается по числу циклов теплосмен до появления растрескивания. Наиболее подвержены частым теплосменам при нестационарных режимах работы двигателя детали камеры сгорания, турбины, реактивного сопла. Установлено, что трещины при теплосменах, как правило, не образуются, если вызванные перепадом температур условные упругие напряжения не превышают удвоенного значения предела текучести материала. При таком термонагружении происходит приспосабливаемость материала, так как трещины не возникают при практически неограниченном числе теплосмен. Особую опасность представляет появление поверхностных трещин от недостаточной термостойкости на деталях, подверженных одновременному воздействию теплосмен и переменных инерционных или газовых нагрузок, так как это приводит к существенному снижению предела выносливости. На рис. 10.5 изображена кривая циклического деформирования лопатки турбины при совместном механическом 2 и тепловом 5 нагружении. Изменение местной температуры 4 в какой-либо точке профиля (например, в средней точке корытца) при переходах от режима малого газа до максимального 3 и обратно приводит к появлению петли гистерезиса с пиковыми значениями термических напряжений, значительно превышающих напряжения установившегося режима. Рис. 10.5. Кривая циклического деформирования лопатки турбины при совместном механическом и тепловом нагружении Предел выносливости . От выносливости материала зависит долговечность деталей, испытывающих значительные переменные нагрузки. Под пределом выносливости (усталостной прочности) при симметричном цикле нагружения понимают максимальное значение переменных напряжений a , при которых деталь может работать без разрушения заданное число циклов N. На предел выносливости существенное влияние оказывает асимметрия цикла нагружения. Для симметричного цикла 406 (средние напряжения цикла m = 0) предел выносливости 1 принимает максимальное значение для данного материала. Однако при появлении статической составляющей нагружения ( m 0 ) предел выносливости снижается тем больше, чем выше асимметрия цикла нагружения. При t достижении равенства m В или m B предел выносливости ока- зывается равным нулю, так как материал разрушается от статического нагружения и не способен противостоять циклическому виду нагружения. Малоцикловая усталость. Этот критерий прочности характеризует сопротивление конструкционных материалов повторно-статическому нагружению. Необходимость выделения сопротивления повторностатическому нагружению в самостоятельный критерий прочности вызвана тем, что МЦУ не может быть представлена никакими другими рассмотренными выше критериями. Во многих случаях конструкционные материалы, обладающие высокими значениями B и , имеют очень малое сопротивление повторностатическому нагружению по сравнению с менее прочными при статическом или многоцикловом видах нагружения. Интерес к исследованию МЦУ особенно вырос в последние годы, когда был зафиксирован ряд летных происшествий с двигателями, детали которых разрушались, хотя полностью соответствовали общепринятым критериям прочности. Было установлено, что причиной разрушения на этих двигателях камер сгорания и турбины явились их повторные нагружения совместными усилиями термического и механического характера, происходящие всякий раз при перемещении пилотом рычага управления двигателем (РУД). На рис. 10.6, а показано изменение положения РУД при переводе двигателя с режима малого газа на максимальный (цифрами на оси ординат обозначено: 1 – режим малого газа; 2 – крейсерский режим, 3 – максимальный режим; 4 – полный форсаж). Этому перемещению РУД соответствует увеличение частоты вращения ротора высокого давления n2 (рис. 10.6, б) и ротора низкого давления n1 (рис. 10.6, в). а б в Рис. 10.6. Изменение частоты вращения роторов ТРДД в зависимости от изменения режима работы двигателя 407 Из графиков на рис. 10.6 видно, что частота вращения ротора высокого давления увеличилась на 40 %, а ротора низкого давления – на 150 %. Таким образом, один и тот же цикл вызывает более существенное изменение напряжений от центробежных сил в деталях ротора низкого давления. С учетом влияния термического нагружения детали горячей части двигателя испытывают на переходных режимах значительные деформации. Чтобы пояснить механизм возникновения этих деформаций, рассмотрим нагружение лопатки турбины усилиями теплового и механического характера. При переходе с режима малого газа 1 (рис. 10.7) на максимальный бесфорсажный режим 3 температура газа 2 растет, увеличивается при этом и осредненная температура Tм сечения 5 лопатки (пунктирная линия на графике), которая всегда ниже температуры трудноохлаждаемых участков 6 профиля – входной 8 и выходной 9 кромок. Максимальный градиент температуры 7 по сечению 5 лопатки, как видно из графика, имеет место на переходном этапе между режимами 1 и 3. В дальнейшем, при переходе от режима 3 к крейсерскому 4, температура газа стабилизируется и градиент температуры 7 снижается. Рис. 10.7. Изменение температур в элементах сечения пера лопатки при переходе с режима малого газа на максимальный режим На рис. 10.8, а показано изменение деформаций T , обусловленных воздействием температурных градиентов, и м , возникающих от механических нагрузок. Эти деформации появляются независимо друг от друга и суммируются в общую деформацию: Т м . На режиме малого газа 1 деформации T во входной кромке А (см. рис. 10.7) и корытце лопатки В минимальны. При ускоренном наборе числа оборотов 2 (приемистость) деформации растут, причем для входной кромки А максимум T совпадает с достижением максимального бесфорсажного режима (3), а для зоны В максимум T достигается несколько 408 раньше. При уменьшении числа оборотов (4) до режима малого газа термические деформации приобретают первоначальные значения. Римской цифре I на графиках соответствует цикл «0 – максимальный режим – 0»; римской цифре III – «режим малого газа – максимальный режим – режим малого газа». Рис. 10.8. Изменение деформаций лопатки от механических и тепловых нагрузок Изменения деформаций от механических нагрузок для зон А и В лопатки (рис. 10.8, б) не имеют столь существенных различий, как при термическом нагружении. Суммируя T и м для «холодных» и «горячих» зон лопаток, получаем, что для зоны В будет больше, чем для зоны А. Отсюда следует, что участок лопатки турбины, расположенный на корытце, будет ограничивать ресурс по МЦУ в связи с тем, что именно в этом месте лопатки возникают максимальные деформации. По результатам анализа, проведенного зарубежными фирмами, МЦУ является в настоящее время практически единственной причиной необходимости замены лопаток турбины на многорежимных двигателях, которые по условиям эксплуатации наиболее часто работают при нестационарных оборотах. Так, типовой график полета самолета-истребителя F-15 с ТРДДФ F-100-PW-100 предусматривает один взлетный цикл (взлет – посадка) и восемь полных перемещений РУД от режима малого газа до максимального бесфорсажного режима и обратно. Отметим, что отказы из-за МЦУ (в связи со сложным влиянием нагрузочных факторов на прочность) наиболее трудно прогнозируются. Из предварительных результатов следует, что существенное влияние на сопротивление повторно-статическому нагружению может оказывать характер напряженного состояния. С увеличением жесткости напряженного состояния происходит все более резкое падение номинальных значений разрушающих напряжений, хотя при однократном нагружении разрушающая нагрузка не изменяется. Повторность нагружения сказывается также и при испытаниях на длительную прочность. С ростом температуры влияние повторности нагружения на разрушение повышается. Такие операции, 409 как дробеструйная обработка и электрополирование, повышают долговечность при повторно-статическом нагружении. Приведенные рассуждения носят предварительный характер, интенсивные исследования в этой области продолжаются. 10.4. Выбор запасов прочности Основными критериями прочностной надежности при проектировании служат запасы прочности. При их определении полученные в результате расчета параметры (напряжения, нагрузки, длительность нагружения, число циклов и т. п.) сравниваются с минимально допустимыми по условиям нагружения значениями этих параметров, которыми обладает выбранный конструкционный материал в аналогичных условиях. В зависимости от вида прочностного расчета на практике используют различные способы оценки прочностной надежности. Запас прочности по напряжениям определяется как отношение минимальных разрушающих напряжений min разр к наибольшим из действующих напряжений: K min разр . (10.4) max При простом нагружении (одноосное растяжение, изгиб, кручение) в знаменатель формулы (10.4) подставляются максимальные напряжения, полученные для данного вида деформации. При сложном напряженном состоянии под max понимают эквивалентные напряжения, полученные по одной из теорий прочности. В числитель формулы (10.4) в зависимости от условий нагружения детали подставляется значение предела прочности B (при статическом характере нагрузки в нормальных условиях работы), предела ползучести t0.2 (при длительном нагружении детали в условиях повышенных температур) или длительной прочности tB (при работе в аналогичных условиях, но при заданном ресурсе двигателя). Например, при определении запаса по местной прочности для лопаток и дисков компрессора, температура которых не превышает 300 ºС, максимальные рабочие напряжения сравнивают с B . При расчете лопаток и дисков турбин, когда в проектном задании оговаривается ресурс двигателя и максимально допустимое время работы на самом нагруженном по оборотам и температурам режиме, за исходные напряжения принимают предел длительной прочности материала. Для дисков минимальные запасы местной прочности K min 1,35…1,50. Меньшие значения принимаются для дисков двигателей самолетов военной авиации, обладающих ресурсом 200...300 ч, 410 большие – для дисков двигателей самолетов гражданской авиации, ресурс которых составляет не менее 3 000 ч. Допустимые запасы прочности для лопаток компрессоров и турбин K min 2,0…2,5 (большие значения относятся к литым лопаткам, меньшие – к полученным при штамповке или вальцовке). В условиях вибрационного нагружения деталей за критерий прочностной надежности принят запас усталостной прочности. Порядок его определения зависит от различных факторов: вида напряженного состояния детали; асимметрии цикла нагружения; наличия концентраторов напряжения и др. Для простого напряженного состояния и симметричного цикла нагружения нормальными напряжениями запас усталостной прочности определяется формулой K 1 , (10.5) a а при нагружении касательными напряжениями – K 1 a , (10.6) где 1 , 1 – пределы выносливости материалов, соответствующие симметричному нагружению нормальными или касательными напряжениями при базовом числе циклов N (обычно N = 2·107); a , a – амплитудные значения переменных нормальных или касательных напряжений соответственно. Для этого же вида нагружения, но при учете влияния концентрации напряжений, запасы усталостной прочности будут такими: 1 1 K , K , K K a a где K , K – эффективные коэффициенты влияния концентрации напряжений; , – коэффициенты, учитывающие влияние масштабного фактора; , – коэффициенты, учитывающие состояние поверхности. Поскольку формулы для определения K , K подобны по своему написанию, в дальнейшем запасы усталостной прочности при простом напряженном состоянии будем определять лишь для нормальных напряжений. Для простого напряженного состояния при асимметричном цикле нагружения детали запас усталостной прочности следует определять по формуле 1 K . (10.7) a m 411 Контрольные вопросы 1. Перечислите эксплуатационные режимы работы ГТД. 2. Охарактеризуйте переходные режимы работы двигателя. 3. Как изменяются центробежные, газовые и температурные нагрузки на переходных режимах работы ГТД? 4. Что входит в понятие «расчетные модели прочностной надежности»? 5. Дайте краткую характеристику физических моделей. 6. Виды геометрических моделей. 7. Модели нагружения. 8. Модели конструкционного материала. 9. Модели разрушения. 10. Составляющие математических моделей. 11. Конструкционная прочность материалов и ее основные характеристики. 12. Выбор зависимости для определения запаса прочности для различных видов нагружения. 412 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК Авдеев, А. В. Проектирование силовых схем как необходимый этап общего процесса проектирования изделий [Текст] / А. В. Авдеев, А. М. Хомяков // Справочник. Инженерный журнал. – М. : Издательский дом «Спектр». – 2016. – № 9 (234). – С. 1–23. Берне, Л. П. Отечественные авиационные двигатели – 20 век [Текст] / Л. П. Берне, Д. А. Боев, Н. С. Ганшин. – М. : АВИКОПРЕСС, 2003. – 206 с. Богуслаев, В. А. Прочность деталей ГТД [Текст] / В. А. Богуслаев, В. Б. Жуков, В. К. Яценко. – Запорожье : ОАО «Мотор Сич», 2003. – 528 с. Бондарчук, П. В. Методика расчета радиальных зазоров по обобщенному полетному циклу двигателя [Текст] / П. В. Бондарчук, А. Ю. Тисарев // Авиационно-космическая техника и технология. – Харьков : ХАИ. – 2012. – № 8 (95). – С. 208–211. Бондарчук, П. В. Моделирование процессов и проектирование системы управления радиальными зазорами в турбине ГТД [Текст] / П. В. Бондарчук, А. Ю. Тисарев. – Самара : СГАУ, 2012. – 105 с. Боровик, С. Ю. Активное регулирование радиальных зазоров в проточной части ГТД (обзор зарубежных публикаций) [Текст] / С. Ю. Боровик, Ю. Н. Секистов, В. П. Данильченко // Газотурбинные технологии. – 2011. – № 2 (93). – С. 36–40. Гладкий, И. Л. Экспериментальное определение стойкости к ударному воздействию материалов, применяющихся в корпусах вентиляторов газотурбинных двигателей [Текст] / И. Л. Гладкий, Р. И. Березин // Изв. Самар. науч. центра РАН. – 2012. – Т. 14, № 4 (5). – С. 1359–1362. Грановский, А. В. Влияние канавок над рабочей лопаткой на КПД турбинной ступени [Текст] / А. В. Грановский, М. К. Костеж, Н. А. Ломакин // Газотурбинные технологии. – 2012. – № 7 (108). – С. 18–23. Иноземцев, А. А. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок [Текст] : учебник : в 5 т. / А. А. Иноземцев, М. А. Нихамкин, В. Л. Сандрацкий. – М. : Машиностроение, 2008. – Т. 1. – 201 с. Иноземцев, А. А. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок [Текст] : учебник : в 5 т. / А. А. Иноземцев, М. А. Нихамкин, В. Л. Сандрацкий. – М. : Машиностроение, 2008. – Т. 2. – 368 с. Иноземцев, А. А. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок [Текст] : учебник : в 5 т. / А. А. Иноземцев, М. А. Нихамкин, В. Л. Сандрацкий. – М. : Машиностроение, 2008. – Т. 3. – 227 с. Иноземцев, А. А. Основы конструирования авиационных двигателей и энергетических установок [Текст] : учебник : в 5 т. / А. А. Иноземцев, М. А. Нихамкин, В. Л. Сандрацкий. – М. : Машиностроение, 2008. – Т. 4. – 201 с. Иностранные авиационные двигатели [Текст]. – М. : ЦИАМ, 1956 – 2010. 413 История конструкций самолетов в СССР 1951 – 1965 гг. [Текст] / Е. В. Арсеньев, Л. П. Берне, Д. А. Боев и др. – М. : Машиностроение, 2000. – 842 с. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей [Текст] / Под ред. Д. В. Хронина. – М. : Машиностроение, 1980. – 368 с. Конструкция авиационных газотурбинных двигателей [Текст] : учебник / А. В. Штода, С. П. Алещенко, А. Я. Иванов и др. – М. : Воениздат, 1961. – 412 с. Крюков, А. И. Некоторые вопросы проектирования ГТД [Текст] : учеб. пособие / А. И. Крюков. – М. : МАИ, 1993. – 336 с. Кузменко, М. Л. Конструктивно-компоновочные схемы авиационных ГТД [Текст] : учеб. пособие / М. Л. Кузменко, В. С. Чигрин, С. Е. Белова. – Рыбинск : РГАТА, 2005. – 44 с. Кузменко, М. Л. Статическая прочность рабочих лопаток и дисков компрессоров и турбин ГТД [Текст] : учеб. пособие / М. Л. Кузменко, В. С. Чигрин, С. Е. Белова. – Рыбинск : РГАТА, 2005. – 74 с. Кузменко, М. Л. Конструкция компрессоров и газовых турбин ГТД [Текст] : учеб. пособие / М. Л. Кузменко, В. С. Чигрин, С. Е. Белова. – Рыбинск : РГАТА. – 2005. – 67 с. Нерубасский, В. В. Турбореактивные двухконтурные двигатели для магистральных пассажирских и транспортных самолетов [Текст] : справ. пособие : в 4 ч. / В. В. Нерубасский. – Харьков : ХАИ, 2006. – Ч. 1: Двигатели большой тяги. – 261 с. Нерубасский, В. В. Турбореактивные двухконтурные двигатели для магистральных пассажирских и транспортных самолетов [Текст] : справ. пособие : в 4 ч. / В. В. Нерубасский. – Харьков : ХАИ, 2007. – Ч. 2: Двигатели средней тяги. – 378 с. Нерубасский, В. В. Турбореактивные двухконтурные двигатели для магистральных пассажирских и транспортных самолетов [Текст] : справ. пособие : в 4 ч. / В. В. Нерубасский. – Харьков : ХАИ, 2008. – Ч. 3: Двигатели малой тяги. – 217 с. Нерубасский, В. В. Турбореактивные двухконтурные двигатели для магистральных пассажирских и транспортных самолетов [Текст] : справ. пособие : в 4 ч. / В. В. Нерубасский. – Харьков : ХАИ, 2011. – Ч. 4: Двигатели с форсажной камерой. – 284 с. Нечаев, Ю. Н. Авиационные турбореактивные двигатели с изменяемым рабочим процессом для многорежимных самолетов [Текст] / Ю. Н. Нечаев, В. И. Кобельков, А. С. Полев. – М. : Машиностроение, 1988. – 176 с. Никитин, Ю. М. Конструирование элементов деталей и узлов авиадвигателей [Текст] / Ю. М. Никитин. – М. : Машиностроение, 1968. – 324 с. Оценка непробиваемости корпуса авиационного двигателя при управляемом обрыве лопатки [Текст] / А. Р. Лепешкин, Н. Г. Бычков, Б. А. Балуев, П. А. Ваганов // Вестник двигателестроения. – 2011. – № 1. – С. 43–49. Пономарев, Б. А. Двухконтурные турбореактивные двигатели [Текст] / Б. А. Пономарев. – М. : Воениздат, 1973. – 133 с. 414 Пономарев, Б. А. Настоящее и будущее авиационных двигателей [Текст] / Б. А. Пономарев. – М. : Воениздат, 1982. – 240 с. Павленко, В. Ф. Силовые установки с поворотом вектора тяги в полете [Текст] / В. Ф. Павленко. – М. : Машиностроение, 1987. – 200 с. Попов, К. Н. Сопла ВРД с ОВТ [Текст] / К. Н. Попов, В. Д. Соколов, Н. И. Хвостов. – М. : Машиностроение, 1979. – 144 с. Поляков, В. В. Реверсивные устройства ВРД [Текст] / В. В. Поляков, В. А. Голубев, О. В. Бондаренко. – М. : МАИ, 1990. – 48 с. Пчелкин, Ю. М. Камеры сгорания газотурбинных двигателей [Текст] : учеб. для вузов / Ю. М. Пчелкин. – М. : Машиностроение, 1984. – 280 с. Развитие авиационной науки и техники в СССР. Историко-технические очерки [Текст] / А. С. Яковлев, А. М. Изаксон, Ю. С. Воронков и др. – М. : Наука, 1980. – 496 с. Скибин, В. А. Работы ведущих авиадвигателестроительных компаний по созданию перспективных авиационных двигателей (аналитический обзор) [Текст] / В. А. Скибин, В. И. Солонин, В. А. Палкин. – М. : ЦИАМ, 2004. – 424 с. Скубачевский, Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели, конструкция и расчет деталей [Текст] / Г. С. Скубачевский. – М. : Машиностроение, 1981. – 552 с. Трушин, В. А. Математическая модель расчета радиального зазора между рабочими лопатками и корпусом турбины [Текст] / В. А. Трушин, А. Ю. Чечулин // Вестник УГАТУ. – 2012. – Т. 16, № 2 (47). – С. 82–86. Трянов, А. Е. Особенности конструкции узлов и систем авиационных двигателей и энергетических установок [Текст] : учеб. пособие / А. Е. Трянов. – Самара : СГАУ, 2011. – 202 с. Фалалеев, С. В. Современные проблемы создания двигателей летательных аппаратов [Текст] : учеб. пособие / С. В. Фалалеев. – Самара : СГАУ, 2012. – 106 с. ЦИАМ 2001 – 2005. Основные результаты научно-технической деятельности [Текст] : в 2 т. / под общ. ред. В. А. Скибина, В. И. Солонина, М. Я. Иванова. – М. : ЦИАМ, 2005. – Т. 1. – 472 с. ЦИАМ 2001 – 2005. Основные результаты научно-технической деятельности [Текст] : в 2 т. / под общ. ред. В. А. Скибина, В. И. Солонина, М. Я. Иванова. – М. : ЦИАМ, 2005. – Т. 2. – 462 с. Чигрин, В. С. Конструкция камер сгорания и выходных устройств авиационных ГТД [Текст] : учеб. пособие / В. С. Чигрин, С. Е. Белова. – Рыбинск : РГАТА, 2007. – 84 с. Шошин, Ю. С. Трансмиссии и силовые системы авиационных газотурбинных двигателей [Текст] : учеб. пособие / Ю. С. Шошин, В. С. Чигрин. – Харьков : Нац. аэрокосм. ун-т «Харьков. авиац. ин-т», 2011. – 40 с. Штода, А. В. Конструкция авиационных газотурбинных двигателей : учебник [Текст] / А. В. Штода, В. А. Секистов, В. В. Кулешов. – К. : КВВАИУ, 1982. – 436 с. Шульгин, В. А. Двухконтурные турбореактивные двигатели малошумных самолетов [Текст] / В. А. Шульгин, С. Я. Гайсинский. – М. : Машиностроение, 1984. – 168 с. 415 ОГЛАВЛЕНИЕ ВВЕДЕНИЕ ………………………………………………………………………….. Тема 1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ КОНСТРУКЦИИ АВИАЦИОННЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ……………………………………………………….. 1.1. Поколения создания и развития газотурбинных двигателей …........... 1.2. Типы, основные параметры и области применения ВРД ………… 1.3. Общие технические требования, предъявляемые к авиационным двигателям……………………………………………… 1.4. Роль прочностных расчетов, экспериментальных исследований и положений теории подобия при создании двигателя…………… 1.5. Силы и моменты, действующие на узлы ГТД………………………… 1.5.1. Осевые газовые силы …………………………………………. 1.5.2. Инерционные силы и моменты в ГТД …..………………….. Тема 2. КОНСТРУКЦИЯ КОМПРЕССОРОВ ГТД …………………………………… 2.1. Назначение и основные конструктивные параметры компрессоров ГТД………………………………………………………… 2.2. Классификация компрессоров по типу лопаточной машины……… 2.3. Конструктивные схемы осевых компрессоров………………………. 2.4. Требования, предъявляемые к конструкции компрессора, и пути их реализации…………………………………………………….. 2.5. Конструкция роторов осевых компрессоров…………………………. 2.6. Рабочие лопатки. Конструкция и крепление к ротору……………… 2.7. Нагрузки, действующие на ротор осевого компрессора…………… 2.8. Конструкция статоров осевых компрессоров………………………… 2.9. Зазоры между ротором и статором, уплотнение проточной части осевого компрессора………………… 2.10. Механизация компрессора……………………………………………… 2.11. Конструкционные материалы, применяемые для изготовления деталей осевых компрессоров…………………………………………. 2.12. Центробежные компрессоры……………………………………………. 2.12.1. Классификация центробежных компрессоров…………….. 2.12.2. Конструкция элементов центробежного компрессора…… 2.12.3. Расчет на прочность фланцевого соединения колеса с валом…………………………………………………………...... 2.12.4. Конструкционные материалы для ЦБК……………………… 2.13. Уравновешивание (балансировка) роторов компрессоров………… Тема 3. КОНСТРУКЦИЯ ГАЗОВЫХ ТУРБИН……………………………………….. 3.1. Назначение и условия работы газовых турбин. Основные требования к конструкции газовой турбины и способы их реализации…. 3.2. Конструктивные схемы и параметры газовых турбин.………………. 3.3. Рабочие лопатки турбин…………………………………………………. 3.4. Диски турбин, их соединение между собой и с валом……………… 3.5. Расчет осевой силы, действующей на ротор турбины…………….. 3.6. Статоры газовых турбин…………………………………………………. 3.6.1. Корпусы газовых турбин………………………………………. 3.6.2. Сопловые аппараты: условия работы, силовые схемы и способы крепления лопаток к корпусу……………………… 416 3 4 4 15 32 38 43 44 44 46 46 49 51 54 55 60 65 69 74 79 80 81 81 83 85 86 87 88 88 91 96 100 102 104 104 106 3.7. Зазоры между ротором и статором. Уплотнения в проточной части турбины……………………………………………………………… 110 3.8. Охлаждение элементов газовых турбин………………………………. 114 3.8.1. Охлаждение лопаток турбины………………………………... 115 3.8.2. Охлаждение дисков и корпусов турбин…………………….. 125 3.9. Конструкционные материалы для деталей турбин…………………. 127 Тема 4. СТАТИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ ЛОПАТОК И ДИСКОВ КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН ГТД……………………………………………………. 129 4.1. Задачи расчета на статическую прочность элементов компрессоров и газовых турбин……………………………………....... 129 4.2. Расчет статической прочности рабочих лопаток компрессоров и турбин……………………………………………………………………….. 130 4.2.1. Расчетные режимы работы двигателя для оценки прочности рабочих лопаток …………………………………. 130 4.2.2. Система координат и правило знаков………………………. 131 4.2.3. Действующие нагрузки и допущения, принимаемые при расчете рабочих лопаток……………………………………… 132 4.2.4. Определение напряжений растяжения в пере рабочей лопатки от действия центробежных сил……………………. 133 4.2.5. Изгиб лопатки газовыми силами…………………………….. 136 4.2.6. Изгиб лопатки центробежными силами. Разгрузка лопаток от напряжений изгиба……………………………….. 138 4.2.7. Напряжения изгиба и суммарные напряжения……………. 142 4.2.8. Температурные напряжения в лопатках. Радиальная деформация лопаток………………………………………....... 144 4.2.9. Особенности расчета естественно закрученных лопаток и лопаток с бандажными полками………………… 147 4.2.10. Оценка прочности рабочих лопаток…………………………. 148 4.2.11. Расчет выносов центров масс сечений для компенсации моментов от газовых сил моментами от центробежных сил…………………………………………………………………. 149 4.2.12. Влияние конструктивных факторов и условий эксплуатации ГТД на напряженное состояние лопаток….. 152 4.2.13. Прочность направляющих аппаратов и сопловых лопаток…………………………………………………………… 153 4.3. Статическая прочность дисков и роторов ГТД………………………. 159 4.3.1. Расчетные режимы работы двигателя для оценки статической прочности диска ……………………………….. 160 4.3.2. Основные уравнения напряженного состояния диска…… 160 4.3.3. Расчет напряжений в неравномерно нагретом диске произвольного профиля методом конечных разностей….. 165 4.3.4. Определение температуры диска турбины………………… 168 4.3.5. Особенности расчета диска со скачкообразным изменением толщины………………………………………….. 169 4.3.6. Особенности расчета диска с лопатками на боковой поверхности……………………………………………………… 170 4.3.7. Оценка прочности дисков……………………………………… 171 4.3.8. Анализ напряженного состояния дисков (на примере диска постоянной толщины)………………………………….. 173 417 4.4. Расчет на прочность крепления рабочих лопаток…………………… 4.4.1. Допущения при расчетах замковых соединений………….. 4.4.2. Трапециевидный замок «ласточкин хвост»……………...... 4.4.3. Расчет замка елочного типа…………………………………. 4.4.4. Расчет замка шарнирного крепления лопатки…………….. 4.4.5. Крепление рабочих лопаток в кольцевой паз……………… 4.5. Особенности расчета на прочность роторов барабанного типа….. 4.6. Особенности расчета на прочность барабанно-дисковых роторов………………………………………………………………………. 4.7. Расчет на прочность центрального стяжного болта ротора компрессора………………………………………………………………… Тема 5. КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ КАМЕР СГОРАНИЯ ГТД………………… 5.1. Назначение камер сгорания ГТД. Условия работы и требования, предъявляемые к камерам сгорания…………………………………... 5.2. Конструктивные схемы основных камер сгорания ГТД…………….. 5.3. Элементы конструкции основных камер сгорания………………….. 5.4. Прочность и устойчивость элементов камеры сгорания…………… 5.5. Возможные неисправности элементов основных камер сгорания и конструктивные мероприятия, обеспечивающие их надежную работу……………………………………………………………………….. 5.6. Конструкционные материалы основных камер сгорания ГТД…….. Тема 6. КОНСТРУКЦИЯ ФОРСАЖНЫХ КАМЕР АВИАЦИОННЫХ ГТД………… 6.1. Назначение форсажных камер ГТД……………………………………. 6.2. Конструкция основных элементов форсажных камер ГТД………… 6.3. Конструкционные материалы форсажных камер ГТД……………… Тема 7. ВЫХОДНЫЕ УСТРОЙСТВА ГТД…………………………………….. 7.1. Назначение и состав выходных устройств ГТД……………………… 7.2. Конструкция элементов выхлопных устройств………………………. 7.3. Конструкция реактивных сопел ТРД и ТРДД…………………………. 7.4. Реверсивные и девиаторные устройства………………………….. 7.5. Силовая установка как источник шума и вибрации…………………. 7.6. Устройства для снижения инфракрасного излучения……………… 7.7. Конструкционные материалы…………………………………………… Тема 8. СИЛОВЫЕ СИСТЕМЫ ГТД. ПОДШИПНИКИ РОТОРОВ ГТД………….. 8.1. Общие сведения о силовых системах корпусов…………………….. 8.2. Нагрузки, действующие на силовую систему корпуса ГТД………… 8.3. Способы передачи нагрузок по элементам силовых корпусов....... 8.4. Узлы крепления двигателя к летательному аппарату……………… 8.5. Прочность элементов подвески двигателя…………………………… 8.5.1. Расчет крепления двигателя на прочность………………… 8.5.2. Прочность элементов подвески двигателя от дисбаланса при обрыве рабочей лопатки………………….. 8.6. Расчет корпуса на удар при обрыве фрагмента ротора……………. 8.7. Силовые системы роторов ГТД…………………………………………. 8.7.1. Схемы силовых систем роторов ГТД……………………….. 8.7.2. Нагрузки, действующие на ротор ГТД……………………… 8.7.3. Конструкция валов и соединительных муфт роторов ГТД……………………………………………………… 8.8. Расчет валов на прочность ……………………………………………… 418 185 185 186 188 190 193 195 198 199 208 208 212 217 227 233 235 236 237 237 248 249 249 250 255 260 265 274 275 276 276 277 280 283 290 291 292 297 306 307 312 314 316 8.8.1. Определение действующих нагрузок……………………….. 8.8.2. Определение напряжений в валах………………………….. 8.9. Расчет потребной мощности пускового устройства………………… 8.10. Подшипники роторов ГТД……………………………………………….. 8.11. Конструкция упругодемпферных опор роторов ГТД……………….. 8.11.1. Конструкция опор с кольцевыми упругими элементами…. 8.11.2. Конструкция опор со стержневыми упругими элементами типа «беличье колесо»………………………………………… 8.11.3. Гидродинамическая демпферная опора…………………… 8.12. Приводы агрегатов………………………………………………………… Тема 9. УПРАВЛЕНИЕ РАДИАЛЬНЫМИ ЗАЗОРАМИ В КОМПРЕССОРАХ И ТУРБИНАХ………………………………………………………………………………… 9.1. Методы регулирования радиального зазора…………………………. 9.2. Методы теплового регулирования радиального зазора……………. 9.3. Механическое регулирование радиальных зазоров………………… 9.3.1. Кинематическое регулирование радиальных зазоров…… 9.3.2. Цанговое регулирование радиальных зазоров……………. 9.4. Гидростатическое регулирование радиальных зазоров……………. 9.5. Комбинированное регулирование радиальных зазоров……………. 9.6. Анализ эффективности различных способов регулирования радиальных зазоров……………………………………………………… 9.7. Оценка деформации диска и лопатки на установившихся режимах…………………………………………………………………….. 9.8. Математическая модель системы управления радиальным зазором…………………………………………………………………....... 9.9. Требования, предъявляемые к компонентам систем активного регулирования зазоров…………………………………………………… Тема 10. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ ПРОЧНОСТНОЙ НАДЕЖНОСТИ……………. 10.1. Эксплуатационные режимы работы ГТД. Установившиеся и неустановившиеся режимы работы ГТД……………………………. 10.2. Расчетные модели………………………………………………………… 10.3. Конструкционная прочность материалов……………………………… 10.4. Выбор запасов прочности……………………………………………….. БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК…………………………………………………… 419 317 322 325 333 341 342 344 345 346 348 354 356 366 367 372 376 379 381 383 384 388 391 391 395 401 410 413 Навчальне видання Чигрин Валентин Семенович КОНСТРУКЦІЯ І МІЦНІСТЬ АВІАЦІЙНИХ ДВИГУНІВ (Російською мовою) Редактор Т. О. Іващенко Зв. план, 2017 Підписано до видання 12.05.2017 Ум. друк. арк. 23,3. Обл.-вид. арк. 26,25. Електронний ресурс ___________________________________________________________ Видавець і виготовлювач Національний аерокосмічний університет ім. М. Є. Жуковського «Харківський авіаційний інститут» 61070, Харків-70, вул. Чкалова, 17 http://www.khai.edu Видавничий центр «ХАІ» 61070, Харків-70, вул.Чкалова,17 izdat@ khai.edu Свідоцтво про внесення субיєкта видавничої справи до Державного реєстру видавців, виготовлювачів і розповсюджувачів видавничої продукції сер. ДК № 391 від 30.03.2001
