Text
К0НСТ1‘УК|М II ПРОЧНОСТЬ ШЦН01111Ы1 ГВОТН'ННПШ ДВНГАШК1
МИНИСТЕРСТВО ГРАЖДАНСКИЙ АВИАЦИИ СССР
рГ П. ЛОЗЙЦКЙЛ А. Н. ВЕТРОВ, С. М. ДОРОШКО, В. П. ИВАНОВ, Е. А. КОНЯЕВ.
конструкция
И ПРОЧНОСТЬ
АВИАЦИОННЫ X
ГАЗОТУРБИННЫ X
ДВИГАТЕЛЕЙ
Под общей редакцией доктора технических наук,__________
профессора Л.П. ЛОЗИЦКОГО Допущено Управлением учебных заведений МГА в качестве учебника для студентов высших учебных заведений гражданской авиации
МЬСКВА «ВОЗДУШНЫЙ ТРАНСПОРТ» 1992
ББК 39.55
К65
УДК 629.735.036.02 (075.8)
Авторы: [ Л. П. Лозицкий , А. Н. Ветров, С. М, Дорошко, В. П. Иванов, ё. А. Коняев.
Рецензенты: Генеральный конструктор, академик АН СССР Н. Д. Кузнецов; начальник кафедры ИАС академии ГА, доктор технических наук, профессор Б. А. Соловьев.
Конструкция и прочность авиационных газотурбинных двигателей/[Л. П. Лозицкий , А. Н. Ветров, С. М. Дорошко и др.— М.: Воздушный транспорт, 1992.
В учебнике изложены основные принципы формирования конструкций авиационных газотурбинных двигателей, основы их прочности и динамики; дано описание систем и их агрегатов, обеспечивающих функционирование ГТД; рассмотрены вопросы надежности и контроля технического состояния двигателей в эксплуатации.
Учебник предназначен для студентов авиационных вузов, обучающихся по специальности «Эксплуатация летательных аппаратов и двигателей», а также будет полезен работникам транспортной авиации, деятельность которых связана с вопросами эксплуатации и ремонта газотурбинных двигателей.
2
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящий учебник предназначен для изучения одноименного курса в авиационных вузах эксплуатационного профиля.
Учебник имеет четыре части, каждая из которых объединяет круг однородных вопросов, представляющих интерес с точки зрения использования газотурбинных двигателей в транспортной авиации.
В первой части изложены основные принципы формирования конструкций ГТД различных типов и их узлов, дано описание наиболее важных элементов конструкций двигателей, указаны характерные неисправности элементов и причины их возникновения в эксплуатации.
Вторая часть посвящена описанию используемых методов обеспечения статической и динамической прочности ГТД (главным образом, расчетных), знание которых необходимо для анализа эксплуатационных неисправностей и отказов двигателей прочностного характера.
Часть третья содержит описание устройства и работы масляной, топливной, пусковой систем и их агрегатов, а также включает анализ возможных неисправностей данных систем.
В четвертой части рассмотрены вопросы надежности и контроля технического состояния двигателей в эксплуатации, которые могут быть полезны не только для обучения студентов, но и в практической деятельности специалистов по техническому обслуживанию и ремонту ГТД.
Главы 1, 3, 9—11, 14, 15 учебника написаны Л. П. Лозицким и А. Н. Ветровым совместно;, гл. 17—А. Н. Ветровым; гл. 2, 5, 16 и разд. 18.4—С. М. Дорошко; гл. 12 и 13— В. П. Ивановым; разд. 2.1, гл. 4, 6—8 и 18— Е. А. Коняевым.
Авторы выражают благодарность генеральному конструктору, академику АН СССР Н. Д. Кузнецову и начальнику кафедры инженерно-авиационной службы академии гражданской авиации, доктору технических наук, профессору Б. А. Соловьеву за ценные замечания и советы, сделанные при рецензировании рукописи учебника. Они искренне благодарны также специалистам ЦИАМ им. П. И. Баранова, оказавшим своими замечаниями большую квалифицированную помощь при подготовке рукописи к изданию.
3
Часть 1. КОНСТРУКЦИЯ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ГТД
1.1. КРАТКАЯ ИСТОРИЯ СОЗДАНИЯ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ АВИАЦИОННЫХ ГТД
Первые проекты воздушно-реактивных двигателей (ВРД) были разработаны в России еще во второй половине XIX века. Инженером И. И. Третеским в 1849 г. предложено использовать для передвижения аэростата силу реакции, возникающую при истечении сжатого воздуха. Несколько позже, в 1866 г., Н. М. Со-ковнин разработал проект компрессорного ВРД, предназначенного для дирижабля. В 1867 г. Н. Телешов изобрел двигатель «Теплородный духомет», содержащий все основные части современного ВРД.
Первый работающий турбинный двигатель создан в России в конце XIX века. В период с 1886 по 1892 гг. инженер П. Д. Кузьминский разработал, построил и провел испытания в Петербурге газопаротурбинного двигателя, в котором процесс подвода тепла к рабочему телу протекал при постоянном давлении. Двигатель П. Д. Кузьминского имел многоступенчатую радиальную турбину с концентрически расположенными сопловыми и рабочими лопатками. В 1890 г. П. Д. Кузьминский впервые предложил использовать газовую турбину в авиации.
Русским инженером В. В. Караводиным в 1906 г. запатентован «Аппарат для получения пульсирующей струи газа значительной скорости вследствие периодических взрывов горючей смеси». Во время второй мировой войны в Германии были построены пульсирующие ВРД, устанавливаемые на самолетах-снарядах (ФАУ-1) и работающие по предложенной В. В. Караводиным схеме.
В 1909 г. Н. В. Герасимов получил патент на двигатель, имеющий все основные элементы современного турбореактивного двигателя (ТРД). Схему турбовинтового двигателя (ТВД), в котором воздушный винт имел привод от газовой турбины, впервые разработал М. Н. Никольский в 1913 г. Модель этого двигателя была построена и испытана. Его предполагали использовать для самолета «Илья Муромец».
Основополагающие теоретические разработки для реактивных двигателей, использующих в качестве рабочего тела окру
4
жающую среду, принадлежат «отцу русской авиации» профессору Н. Е. Жуковскому и академику Б. С. Стечкину. В работах «О реакции втекающей и вытекающей жидкости» (1882 и 1886 гг.), «К теории судов, приводимых в движение силой реакции вытекающей воды» (1908 г.) Н. Е. Жуковский определил силу реакции и КПД реактивного двигателя. Работы Н. Е. Жуковского по вихревой теории гребных винтов и осевых вентиляторов (1912—1918 гг.) легли в основу теории лопаточных машин. Опубликованная в 1929 г. статья Б. С. Стечкина «Теория воздушных реактивных двигателей» и ряд других его работ [63] составили основу современной теории ВРД. Большой вклад Б. С. Стечкин внес и в практику отечественного авиадвигателе-строения. Трудно переоценить также педагогическую деятельность Б. С. Стечкина, создавшего крупнейшую советскую школу специалистов по теории авиационных ГТД.
В 1924 г. В. И. Базаровым разработан проект ТВД с центробежным компрессором. Для этого двигателя он предложил схему разделения воздуха в камере сгорания на два потока, которая в последующем стала основной во всех типах ВРД.
С 1926 г. в научном автомоторном институте (НАМИ) начала работу группа конструкторов под руководством Н. Р. Брил-линга, организованная с целью разработки ГТД. В дальнейшем (с 1930 г.) руководителем этой группы был назначен В. В. Уваров, который специализировался в области исследования рабочего процесса газовых турбин, а в 1932 г. разработал проект оригинального ТВД, впоследствии построенного и прошедшего испытания. Группой были созданы первые экспериментальные установки биротативной газовой турбины и центробежного компрессора с вращающимся диффузором, проведены испытания камер сгорания и топливной аппаратуры, ротора турбины с водяным охлаждением рабочих и сопловых лопаток. В 1935 г. В. В. Уваров опубликовал результаты теоретических и экспериментальных исследований газовых турбин в монографии, которая в мировой технической литературе стала одной из первых фундаментальных работ по теории газовых турбин.
В 1935 г. А. М. Люлька (воспитанник Киевского политехнического института, впоследствии известный советский авиаконструктор) разработал проект ТРД с двухступенчатым центробежным компрессором, а в 1937 г. впервые предложил и запатентовал схему турбореактивного двухконтурного двигателя (ТРДД) со смешением потоков за турбиной. Под руководством А. М. Люлька в 1939 г. был разработан, а затем построен ТРД с осевым компрессором. Нападение на нашу страну фашистской Германии не позволило завершить его испытания.
Для форсированной перестройки авиационной промышленности страны на ‘серийный выпуск газотурбинных двигателей Советское правительство в конце Великой Отечественной войны приняло решение о производстве трофейных немецких ТРД
5
ЮМО-004 и БМВ-003 (получивших обозначения РД-10 и РД-20) для истребителей Як-15 и Миг-9.
В 1949 г. создан ТРД с центробежным компрессором ВК-1 конструкции В. Я. Климова, имеющий наибольшую в мире тягу (27 кН) при минимальном удельном расходе топлива (0,104 кг/Н-ч) и удельном весе, равном 0,32. Этот двигатель был уста‘-новлен на фронтовых истребителях и бомбардировщиках взамен РД-45, а в начале 50-х годов использован на скоростном почтово-грузовом гражданском самолете Ил-20. Последующий вариант этого двигателя с форсажной камерой ВК-1Ф, созданный в 1951 г., развивал тягу на форсажном режиме 33 кН и был установлен на фронтовом истребителе МИ Г-17.
Первый отечественный ТРД с осевым компрессором ТР-1 конструкции А. М. Люлька прошел государственные испытания в 1947 г. Двигатель РД-9Б с форсажной камерой, созданный в 1952 г. под руководством С. К- Туманского, убедительно доказал преимущества ТРД с осевым компрессором перед ТРД с центробежным компрессором. Он обеспечил возможность создания первого в СССР серийного сверхзвукового истребителя МИГ-19 (1954 г.) с максимальной скоростью полета 1450 км/ч. Двухвальный ТРДФ с осевым компрессором РИФ-300 конструкции С. К. Туманского, на котором достигнута весьма высокая степень форсирования тяги, был применен на сверхзвуковых истребителях МИГ-21 (1958 г.), принятых на вооружение не только в СССР, но и в ряде других стран.
Параллельно с разработкой двигателей для сверхзвуковых истребителей советские конструкторы принимали энергичные меры по созданию новых ГТД с большой тягой и низким удельным расходом топлива для дальних бомбардировщиков и самолетов гражданской авиации. Конструкторским коллективом под руководством А. А. Микулина еще в 1946—1947 гг. создано несколько опытных двигателей большой тяги (ТКРД с тягой 37 кН, затем ТРД с тягой 47 кН), а в 1951 г. построен серийный турбореактивный двигатель АМ-3, имеющий наибольшую в мире тягу 86 кН. Двигатель АМ-3 в начале 50-х годов был установлен на дальнем бомбардировщике Ту-16, а его модифицированный вариант РД-ЗМ (максимальная стендовая тяга 95 кН) — на первом турбореактивном пассажирском самолете Ту-104, вышедшим на воздушные трассы в 1956 г.
Самолеты иностранных фирм, подобные Ту-104, вышли на авиалинии гораздо позже: «Боинг-707» (США) и «Комета» ( Англия)— в 1958 г., «Каравелла» (Франция)— в 1959 г. К этому времени Ту-104 перевез миллионы пассажиров и установил ряд мировых рекордов скорости и грузоподъемности (показательно, что ему принадлежало наибольшее количество рекордов —26). Можно без преувеличения отметить, что самолет Ту-104 открыл новую эпоху развития как отечественной, так и всей мировой гражданской авиации.
6
Наряду с турбореактивными двигателями в СССР созданы первоклассные ТВД для пассажирских и транспортных самолетов. Так, турбовинтовой двигатель НК-12МВ конструкции Н. Д. Кузнецова, работы по созданию которого были начаты еще в 1954 г., вплоть до настоящего времени не имеет себе равных в мире среди ТВД по мощности и экономичности (взлетная мощность более 11 000 кВт, удельный расход топлива 0,28 кг/кВт-ч). Двигателями НК-12МВ вначале оборудовали пассажирский самолет Ту-114, а позднее — транспортный самолет Ан-22, «Антей», на котором в октябре 1967 г. был поднят самый большой для того времени груз (более 100 т на высоту 7848 м).
ТВД АИ-20 конструкции А. Г. Ивченко, заложенный в опытное производство с 1956 г., получил широкое применение на высокоэкономичных пассажирских самолетах Ил-18 и Ан-10, которые внесли основной вклад в обеспечение рентабельности воздушных перевозок. Двигатель АИ-20 имел наибольший для своего времени межремонтный ресурс (4000 ч, а отдельные экземпляры до 6000... 8000 ч) и высокую безотказность, достигающую уровня лучших мировых образцов ГТД данного класса. На базе двигателя АИ-20 конструкторским коллективом, руководимым А. Г. Ивченко, создан ТВД АИ-24. имеющий примерно в 1,7 раза меньшую мощность и установленный на самолет Ан-24, который до настоящего времени выполняет основной объем пассажирских перевозок на местных воздушных линиях.
Первым в нашей стране серийным ТРДД был двигатель Д-20П, созданный в I960 г. под руководством И. А. Соловьева для пассажирского самолета Ту-124. В дальнейшем конструкторским коллективом, возглавляемым И. А. Соловьевым, построены ТРДД Д-30, Д-30К.П и Д-ЗОКУ, установленные на широко известные самолеты Ту-134, Ил-76 и Ил-62М.
Коллективом генерального конструктора И. Д. Кузнецова в 60-х годах разработаны и построены оригинальные ТРДД семейства НК-8, примененные на скоростных пассажирских самолетах Ил-62 и Ту-154, а позже создан ТРДДФ НК-144 для сверхзвукового пассажирского самолета Ту-144 и выпущен высоконадежный двухконтурный двигатель НК-86, работающий на первом в нашей стране аэробусе Ил-86.
Ряд совершенных ТРДД разработан в конструкторском бюро, возглавляемом В. А. Лотаревым. Одним из первых двигателей этого коллектива был ТРДД АИ-25, установленный на самолет местных авиалиний Як-40. Для пассажирского самолета Як-42 и транспортного Ан-72 под руководством В. А. Лотарева создан высокоэкономичный и легкий ТРДД с большой степенью двух-контурности Д-36, который по конструктивному совершенству и удельным параметрам находится на уровне лучших мировых образцов современных ГТД данного класса.
Двигатель Д-36 был всесторонне исследован как модель построенного позже крупного ТРДД Д-18Т с тягой 230 кН. Самый большой для своего времени самолет Ан-124, «Руслан», оснащенный четырьмя двигателями Д-18Т, в августе 1985 г. установил мировой рекорд грузоподъемности, подняв груз массой более 171 т на высоту 10 750 м. Груз, поднятый «Русланом», более чем на 60 т превышает предыдущий рекорд мира, установленный в декабре 1984 г. военно-транспортным самолетом США С-5А «Гэлакси». Всего на самолете Ан-124 зарегистрировано (за 1985 г.) 21 мировое достижение в полете.
Во второй половине 50-х и в начале 60-х годов в СССР было освоено серийное производство турбовальных двигателей для вертолетов. В 1957 г. совершил первый полет самый тяжелый для своего времени вертолет Ми-6 (грузоподъемностью более 6 т) с двигателями Д-25В конструкции П. А. Соловьева, построенными на базе газогенератора ТРДД Д-20П. Такие же двигатели были установлены позже на почти в 2 раза более грузоподъемный вертолет Ми-10 («летающий кран»). Вертолетные ГТД малой и средней мощности (ГТД-350 и ТВ2-117) созданы коллективом конструкторов, возглавляемым С. П. Изотовым, для вертолетов Ми-2 и Ми-8.
В 1981 г. на парижской международной выставке показан крупнейший в мире вертолет Ми-26 (максимальная грузоподъемность 20 т) с двигателями Д-136 конструкции В. А. Лотарева, построенными на базе газогенератора ТРДД Д-36 и имеющими рекордную по величине мощность 8100 кВт.
Основные технические данные некоторых пассажирских и транспортных воздушных судов СССР и их двигателей приведены в табл. 1.1.
Крупнейшие авиадвигателестроительные фирмы (корпорации) капиталистических стран, такие как «Роллс-Ройс» (Англия), «Дженерал Электрик» и «Пратт-Уитни» (США), SNEKMA (Франция) и другие также добились значительных успехов в создании ГТД различного назначения, для которых был найден ряд оригинальных конструктивно-технологических решений. Особенно следует отметить созданные этими фирмами в 70-х годах семейства ТРДД с большой степенью двухконтурности типа 7?В211 («Роллс-Ройс»), CF6 («Дженерал Электрик»), JT9D («Пратт-Уитни»), CFM.56 (SNEKMA— «Дженерал Электрик») и другие, предназначенные для широкофюзеляжных пассажирских самолетов-аэробусов. В последние годы за рубежом используют эффективную методологию разработки новых газотурбинных двигателей.
Плодотворная работа авиапромышленности была бы невозможной без непрерывной подготовки для нее новых квалифицированных кадров в авиационных вузах. Важнейшее значение в деле обучения специалистов имеет издание соответствующих учебников. Поэтому в процессе развития авиационной техники
8
советские ученые уделяли большое внимание созданию учебной литературы по газотурбинным двигателям.
Таблица 1.1. Основные технические данные гражданских самолетов н вертолетов с газотурбинными двигателями
Марка воздушного судна Год выпуска Взлет-ная масса, т Ala кси мал ii-ная коммер ческая нагрузка Крейсерская скорость, км/ч Дальность полета с максимальной коммерческой нагрузкой, км Двигатели (тип, марка, количество, тяга или мощность)
число пассажиров груз, т
ТРД
Ту-104 1955 76 100 12 800 2100 РД-ЗМ, 2X97 кН
Турбовинтовые
Ан-10 1957 54 100 15 630 1200 АИ-20К, 4X2940 кВт
Ил-18 1957 64 122 13,5 650 3700 АИ-20М, 4X3120 кВт
Ту-114 1957 175 170 22,5 750 7000 НК-12МВ, 4ХПООО кВт
Ан-24 1959 21 50 5,5 450 650 АИ-24, 2X1875 кВт
Ан-22 1965 250 — 80 650 5000 НК-12МВ, 4Х1Ю00 кВт
Двухконтурные
Ту-124 1960 38 56 6 840 1600 Д-20П, 2X54 кН
Ту-134 1963 47 80 8,2 850 1890 Д-30, 2X68 кН
Ил-62 1963 157,5 186 23 850 6700 НК-8-4, 2ХЮ5 кН
Як-40 1967 16 32 2,72 550 1200 АИ-25, 2X15 кН
Ту-154 1968 90 164 18 900 2450 НК-8-2, 3X95 кН
Ил-76 1971 157 — 40 850 5000 Д-ЗОКП, 4X120 кН
Ил-62М 1972 165 198 23 900 8000 Д-ЗОКУ, 4X115 кН
Як-42 1975 52 120 14,5 820 1000 Д-36, 3X65 кН
Ил-86 1976 206 350 42 950 3300 НК-86, 4X130 кН
Ан-124 1982 405 — 150 '850 4500 Д-18Т, 4X230 кН
Вертолетные ГТД
Ми-6 1957 39 60 6,1 250 600 Д-25В, 2X4050 кВт
Ми-10 1960 43 — 12 200 250 Д-25В, 2X4050 кВт
Ми-2 1961 3,7 8 1,4 200 350 ГТД-350, 2X294 кВт
Ми-8 1962 11 28 4 210 425 ТВ2-117, 2Х1Ю0 кВт
Ми-26 1978 56 — 20 255 800 Д-136. 2X8100 кВт
В области теории лопаточных машин и ГТД в целом основу учебной литературы составили труды Б. С. Стечкина, Н. В. Иноземцева, К- В. Холщевникова, И. И. Кулагина, М. М. Масленникова, Т. М. Мелькумова, В. В. Уварова, Г. С. Жирицкого,
9
Ю. Н. Нечаева, П. К- Казанджана, Р. М. Федорова, А. Н. Говорова, А. А. Клячкина, В. И. Локая и др. Учебники по автоматическому управлению ГТД были подготовлены А. В. Штодой, А. А. Шевяковым, В. А. Боднером, Б. А. Черкасовым, П. П. Мининым, С. А. Гаевским и др. Вопросы прочности и динамики двигателей нашли отражение в учебниках Г. С. Ску-бачевского, А. В. Штоды, В. А. Секистова, В. В. Кулешова, 3. С. Паллея, В. И. Кириченко и других, которые были разработаны на базе фундаментальных исследований Р. С. Кинасошви-ли, С. В. Серенсена, И. А. Биргера, Б. Ф. Шорра и многих других ученых.
Фундаментальные учебники по курсу конструкции авиационных ГТД, обеспечивавшие подготовку инженерных кадров для промышленности, военной и гражданской авиации, разработали авторские коллективы под руководством А. В. Штоды, Я. С. Адрианова, М. М. Масленникова и 3. С. Паллея, а также Г. С. Ску-бачевский, В. А. Секистов, Н. А. Шерлыгин и В. Г. Шахвердов.
1.2. ЭТАПЫ РАЗВИТИЯ, ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ И ПАРАМЕТРЫ ГТД
Все наиболее важные достижения авиационной техники в значительной степени стали возможными благодаря принципиальному улучшению характеристик двигателей. Например, увеличение грузоподъемности, скорости, дальности и высоты полета воздушных судов достигнуто, главным образом, за счет существенного повышения мощности или тяги двигателей при одновременном снижении их удельных параметров (т. е. параметров, отнесенных к единице мощности или тяги): удельного расхода топлива, удельного веса и удельных габаритных размеров, оказывающих влияние на аэродинамическое сопротивление силовой установки.
До конца второй мировой войны монопольное положение как в военной, так и в гражданской авиации занимали силовые установки с поршневыми двигателями, используемыми в качестве генераторов мощности, и воздушными винтами, выполняющими роль движителей. В период интенсивного развития поршневых двигателей (примерно 1910- 1945 гг.) совместными усилиями научно-исследовательских организаций и предприятий авиапромышленности их мощность удалось увеличить от 40...80 до 1500...2000 кВт, а удельную массу (отношение массы конструкции к мощности) снизить с 4...5 до 0.6...0,8 кг/кВт. Это позволило довести максимальную скорость боевых самолетов, используемых во время Великой Отечественной войны, до 600...700 км/ч при сохранении их грузоподъемности и дальности полета на приемлемых уровнях.
Для дальнейшего наращивания скорости полета потребовалось резкое увеличение мощности силовой установки из-за
10
существенного снижения в области высоких дозвуковых скоростей аэродинамического качества самолета и КПД воздушного винта. Несмотря на то, что отечественное и зарубежное авиадви-гателестроение достигло к этому времени весьма высокой степени совершенства, при дальнейшем увеличении мощности поршневых двигателей не удавалось предотвратить сильное возрастание их удельной массы, в результате чего относительная доля силовой установки в весовом балансе самолета становилась непомерно большой. Кроме того, повышение мощности сопровождалось существенным ростом габаритных размеров двигателей, вызывающим появление дополнительных аэродинамических сопротивлений.
Главное препятствие на пути наращивания мощности поршневых двигателей состояло в характере их рабочего процесса, который не допускает возможности сильного повышения расхода воздуха, необходимого для сгорания больших количеств топлива в цилиндрах. Действительно, необходимость полной герметизации цилиндров в тактах сжатия и рабочего хода крайне ограничивает размеры проходных сечений впускных и выпускных клапанов в тактах наполнения и выхлопа. Это приводит к резкому возрастанию гидравлических сопротивлений каналов впуска и выпуска при увеличении потребного расхода воздуха (за счет роста скорости его движения) и, как следствие, к падению КПД двигателя. Стремление повысить расход воздуха увеличением рабочего объема цилиндров, максимальной скорости поршней, размеров впускных и выпускных клапанов и их максимального хода вызывало недопустимое увеличение веса двигателя, главным образом, из-за необходимости применения в его механизмах массивных деталей, обладающих достаточным сопротивлением прогрессивно возрастающим динамическим нагрузкам.
По вышеуказанным причинам поршневые двигатели не могли обеспечить дальнейшее развитие авиации вследствие неразрешимости противоречий между ограниченными возможностями по наращиванию их мощности и требованиями к увеличению скорости полета. В количественном эволюционном развитии они подошли к пределу своих возможностей, поэтому для дальнейшего совершенствования воздушных судов потребовался качественный революционный скачок в области создания авиационных силовых установок. Этот скачок произошел в конце 40-х годов, когда в авиации получили практическое применение двигатели принципиально нового типа — газотурбинные двигатели.
В первом поколении ГТД преобладающим типом был турбореактивный двигатель, который совместил в себе функции генератора мощности и движителя, отрицая воздушный винт как движитель, имеющий ограниченные скоростные возможности. Скорости истечения газа из сопла ТРД в несколько раз превышают скорости воздушных масс, отбрасываемых винтом. Его тяговый КПД непрерывно возрастает с увеличением скорости
11
полета, достигая единицы при ее приближении к скорости истечения газа, поэтому ТРД как движитель более эффективен при высоких скоростях по сравнению с воздушным винтом.
Роторы компрессора и турбины ТРД имеют осесимметричную конструкцию и при надлежащей балансировке не порождают больших неуравновешенных сил инерции. Это позволяет реализовать в его проточной части высокие скорости газовоздушного потока и существенно повысить таким путем интенсивность газодинамических процессов в единице объема рабочего тела по сравнению с поршневым двигателем. Характерный для ТРД классической схемы подвод тепла к рабочему телу при постоянном давлении обеспечивает возможность использования в рабочем процессе непрерывного потока и открытых проходных сечений проточной части, что не препятствует увеличению расхода воздуха до значений, в десятки раз превышающих достигнутые в наиболее мощных поршневых двигателях. Поскольку пропорционально расходу воздуха можно увеличивать и расход топлива, из вышеотмеченного следует, что ТРД как тепловая машина имеет весьма большие резервы для повышения мощности, причем это повышение возможно при относительно небольшом возрастании веса конструкции. Удельный вес ТРД (отношение силы тяжести сухой массы двигателя к стендовой взлетной тяге) удалось довести до значения удв=0,25...0,35.
Тяговая мощность ТРД возрастает с увеличением скорости полета до определенных величин, превышающих скорость звука, а его относительно небольшие диаметральные габариты хорошо вписываются в аэродинамические формы скоростных самолетов с тонким крылом. Поэтому двигатели данного типа наиболее выгодны для применения при сверхзвуковых скоростях. Однако низкое аэродинамическое совершенство самолетов с первыми ТРД и недостаточно малые значения удельного веса двигателей не позволили освоить оптимальные для них сверхзвуковые скорости полета. Тем не менее, ТРД обеспечили существенный скачок в приросте скорости по сравнению с поршневыми двигателями, доведя ее до околозвуковых величин (900...1000 км/ч).
В процессе эволюционного развития, протекающего, в основном, по пути увеличения температуры газа перед турбиной Г/ и степени повышения давления воздуха в компрессоре появились труднопреодолимые недостатки турбореактивных двигателей, сильно ограничившие их применение на самолетах гражданской авиации. Они обусловлены, в частности, тем, что процессы сжатия и расширения рабочего тела в лопаточных машинах происходят с большими потерями, чем в цилиндрах поршневого двигателя, из-за перетеканий воздуха и газа в зазорах между ротором и статором, повышенных потерь на трение в высокоскоростном потоке и т.п. Трудности охлаждения элементов горячей части ГТД (в основном деталей ротора турбины) намного сни
12
жают допустимую температуру газа по сравнению с достигнутой в поршневых двигателях. Все это делает рабочий процесс ТРД не столь совершенным, а КПД, соответственно, меньшим.
Весь проходящий через ТРД воздух одновременно участвует и в термодинамическом процессе, и в создании тяги, тогда как в силовой установке с поршневым двигателем тягу создает воздушный винт путем разгона до относительно невысоких скоростей дополнительной, намного большей массы воздуха, не участвующей в рабочем процессе двигателя и не подверженной потерям, связанным с преобразованием химической энергии топлива в тепло, а тепла в механическую работу. При малых скоростях полета в ТРД необходимо затратить значительно больше работы на создание одной и той же тяги путем существенного увеличения кинетической энергии воздуха за счет подвода к нему тепла, рассеиваемого затем в атмосферу струей выходящего газа.
Вследствие указанных причин, турбореактивные двигатели имеют значительно худшую топливную экономичность по сравнению с поршневыми при малых скоростях полета и особенно на старте. Первые образцы ТРД имели на старте в 3...5 раз больший расход топлива и в 15...20 раз больший расход воздуха при одинаковой тяге с поршневыми двигателями. Низкая экономичность ТРД предопределила их массовое использование только в скоростной авиации при невысокой продолжительности полета (в основном на истребителях) и не позволила широко применять на пассажирских и транспортных самолетах большой дальности полета, так как, несмотря на относительно малую массу собственной конструкции, они потребовали существенного утяжеления конструкции самолета из-за необходимости размещения большого запаса топлива на полет.
Таким образом, возникло противоречие между требованием к обеспечению большой дальности полета самолетов и ограниченной возможностью ТРД для осуществления этого требования, обусловленной их низкой топливной экономичностью. Работая над разрешением этого противоречия, конструкторы освоили производство принципиально нового типа ГТД второго поколения — турбовинтового двигателя. Как тепловая машина ТВД использует тот же рабочий процесс, что и ТРД, но не обладает функциями движителя, выполняя аналогично поршневому двигателю, в основном, роль генератора мощности для воздушного винта.
По принципу создания тяги ТВД отрицает ТРД, в результате чего происходит возврат к исходной схеме силовой установки «двигатель — воздушный винт», но на значительно более высоком уровне развития, так как турбовинтовой двигатель не имеет таких жестких весовых ограничений по мощности, как поршневой. Следовательно, спираль развития силовых установок для дозвуковых самолетов совершила полный виток, в замыкающей плоскости которого имеется качественный скачок (отрицание
13
отрицания), происшедший в результате постепенного накопления количественных изменений и их перехода в качественные.
Турбовинтовые двигатели обеспечили возможность существенного (по сравнению с поршневыми) увеличения скорости и грузоподъемности самолетов за счет избытка располагаемой мощности при малой массе конструкции и позволили достичь больших дальностей полета благодаря высокой топливной экономичности, характерной для силовых установок с воздушным винтом. Мощность ТВД удалось довести до 10 000 кВт и выше при удельной массе 0,25...0,35 кг/кВт и удельном расходе топлива на взлетном режиме 0,3...0,4 кг/кВт-ч.
При таких параметрах максимальная скорость самолетов с ТВД достигла значений 700...750 км/ч, дальность полета — 10 тыс. км и более при грузоподъемности 30...40 т. Благодаря высокой топливной экономичности ТВД заняли в конце 50-х годов лидирующее положение в силовых установках пассажирских самолетов, обеспечив для них наименьшие значения расхода топлива на единицу транспортной работы. Поэтому можно без преувеличения утверждать, что турбовинтовые двигатели положили начало развитию гражданской авиации как рентабельного вида транспорта.
Разработанные ТВД послужили основой для создания вертолетных ГТД, выполняемых, как правило, без встроенного редуктора и с расположенной на отдельном валу свободной (силовой) турбиной, используемой для привода несущего винта через выносной редуктор. Такие ГТД получили название турбовальных двигателей со свободной турбиной (ТВлД). Замена ими поршневых двигателей позволила существенно повысить мощность вертолетных силовых установок при незначительном увеличении их массы и увеличить за счет этого грузоподъемность вертолетов.
В процессе совершенствования ТВД, осуществляемого, главным образом, путем увеличения 1/, л/ и окружных скоростей в лопаточных машинах, вновь возникло противоречие между необходимостью дальнейшего повышения скорости полета и ограниченными скоростными возможностями воздушного винта, обусловленными резким падением КПД вследствие роста потерь в местных скачках уплотнения на концах лопастей. Для разрешения этого противоречия на данном этапе развития были созданы ГТД качественно нового типа — турбореактивные двухконтурные двигатели, занимающие по принципу создания тяги промежуточное положение между ТРД и ТВД. Роль движителя в двухконтурных двигателях частично стал выполнять вентилятор относительно небольшого диаметра, отрицая воздушный винт и приближая ТРДД по скоростным возможностям к ТРД. Это позволило увеличить скорость полета самолетов с ТРДД до 900...950 км/ч.
Удельный расход топлива для ТРДД первых образцов получен в пределах Суд = 0,06...0,08 кг/ч-Н на взлетном режиме, что примерно в 1,5 раза ниже по сравнению с ТРД. Такое улучшение 14
топливной экономичности достигнуто, в основном, за счет уменьшения потерь с кинетической энергией газовой струи, выходящей из двигателя.
Несмотря на увеличение диаметральных габаритов ТРДД, обусловленное наличием наружного контура, их удельный вес удалось снизить по сравнению с первыми ТРД и довести до значений удв = 0,21...0,25, главным образом за счет широкого применения в конструкции легких и прочных материалов (в частности, титановых сплавов).
Благодаря своим положительным качествам ТРДД за короткое время превратились в 60-х годах в наиболее распространенный тип ГТД третьего поколения. При их развитии были достигнуты наиболее важные результаты в области совершенствования газогенераторов, которые могут быть использованы для любых других типов ГТД. Освоены конструкции двухкаскадных компрессоров, позволившие увеличить суммарную степень повышения давления до значений Лд2= 16...20 и обеспечить расширение диапазона устойчивой работы. Созданы компактные камеры сгорания с высокой теплонапряженностью. Разработаны эффективные способы охлаждения турбин, обеспечившие повышение максимальной температуры газа до Тг= 1300...1450 К. Применены новые материалы и технологические процессы, благодаря которым удалось получить малые значения удельного веса газогенераторов, повысить их ресурс и безотказность.
Несмотря на большие успехи в области совершенствования газогенераторов, удельный расход топлива первых ТРДД не удалось значительно приблизить к уровню ТВД, в результате чего самолеты с двухконтурными двигателями, хотя и располагали повышенной транспортной производительностью (за счет прироста скорости), по топливной экономичности уступали самолетам с ТВД. Основная причина низкой экономичности ТРДД состояла в том, что конструкторы, стремясь не допустить сильного увеличения диаметральных габаритов и массы конструкции, выполняли их с малой и умеренной степенью двухконтурности (т = = 1,0...2,5), при которой доля тяги, создаваемая вентилятором, относительно невелика. Вследствие этого данные ТРДД не обеспечивали существенного (по сравнению с ТРД) снижения удельного расхода топлива при малых скоростях полета.
По мере накопления опыта проектирования ГТД появилась возможность создания газогенераторов, надежно работающих при Гг= 1500...1650 К, Лд=20...30, и высоконагруженных одноступенчатых вентиляторов со сверхзвуковым обтеканием лопаток (л*= 1,4...1,6), что позволило повысить степень двухконтурности ТРДД до т = 6...8 и снизить за счет этого удельный расход топлива до Суд=0,032...0,038 кг/ч-Н на взлетном режиме при одновременном уменьшении удельного веса (удв=0,16...0,2).
15
Столь существенное улучшение параметров достигнуто благодаря широкому применению двух- и трехвальных схем, повышению КПД узлов конструктивными мероприятиями, использованию конвективно-пленочного охлаждения лопаток турбин, дальнейшему совершенствованию материалов и технологических процессов и т. п. Высокоэкономичные ТРДД с большой степенью двух; контурности для периода 70-х и начала 80-х годов стали основным типом ГТД четвертого поколения для дозвуковых транспортных самолетов. Сохранив скорость полета на уровне, характерном для предыдущего поколения ТРДД с умеренной степенью двухконтурности, они обеспечили перевозки с расходом топлива на единицу транспортной работы, свойственным для самолетов с ТВД и более низким.
В процессе развития ТРДД с большой степенью двухконтурности для них помимо задач повышения интенсивности рабочего процесса, КПД узлов и снижения веса конструкции были решены важные задачи экологического характера — снижены уровни шума и эмиссии токсичных веществ, а также существенно увеличен ресурс при сохранении высокой безотказности, уменьшены затраты на техническое обслуживание и ремонт за счет повышения контролепригодности, ремонтопригодности и внедрения прогрессивной системы обслуживания по техническому состоянию.
Дальнейшее развитие ГТД для самолетов гражданской авиации протекает, в основном, по пути улучшения их топливной экономичности. Резервы для этого есть, в частности потому, что существующие ТРДД с большой степенью двухконтурности еще не достигли-уровня ТВД по удельному расходу топлива. Радикальным средством уменьшения удельного расхода топлива ТРДД является дальнейшее увеличение степени двухконтурности, которое, однако, в рамках их схемы может привести к значительному возрастанию удельного веса, что недопустимо. Поэтому в настоящее время созданы и проходят опытную доводку ГТД качественно нового типа — винтовентиляторные двигатели (ТВВД), в которых движителем является винтовентилятор (ВВ), представляющий собой малогабаритный высоконагруженный многолопастной воздушный винт изменяемого шага. Диаметр ВВ примерно на 40% меньше диаметра обычного винта, поэтому он может допустить большую скорость полета (до 850 км/ч) при сохранении КПД на премлемом уровне.
Удельный расход топлива винтовентиляторных двигателей должен быть ниже, чем у ТВД классической схемы, так как их газогенераторы имеют (в соответствии с достигнутым уровнем развития) значительно более высокие параметры цикла (Т*г, Лд) и эффективный КПД. За счет прироста скорости полета ТВВД могут обеспечить для самолетов уменьшение расхода топлива на единицу транспортной работы примерно на одну треть по сравнению с лучшими ТВД.
16
Таким образом, с появлением ТВВД произошел вторичный возврат к схеме силовой установки с воздушным винтом. В этой схеме винтовентилятор отрицает воздушный винт исходного типа, приближая ТВВД по скоростным возможностям к ТРДД и улучшая топливную экономичность ТВД. С освоением данной схемы будет завершен второй виток спирали развития силовых установок дозвуковых самолетов, утверждающий их на новом, значительно более высоком техническом уровне в полном соответствии с основными законами диалектического материализма.
Развитие ГТД для сверхзвуковых самолетов было основано на другом подходе, предусматривающем получение максимально возможной тяги при минимальной массе и аэродинамическом сопротивлении силовой установки. Реализацию такого подхода можно было бы осуществить путем значительного повышения температуры газа перед турбиной турбореактивного двигателя с целью увеличения скорости истечения газовой струи, т.е. удельной тяги ТРД. Однако высокие температуры газа перед турбиной были недопустимы для первых образцов ТРД по условиям прочности деталей ротора турбины (главным образом, рабочих лопаток первой ступени).
Возникшее противоречие между необходимостью повышения температуры газа и ограниченными прочностными возможностями турбины было разрешено созданием на основе ТРД нового типа газотурбинного двигателя (ТРДФ) с подогревом газа путем сжигания дополнительного количества топлива в специальной камере сгорания (форсажной камере), расположенной между турбиной и реактивным соплом.
Использование форсажной камеры позволило поднять стартовую тягу ТРД на 30...40% при относительно небольшом (18...20%) утяжелении его конструкции и значительно улучшить за счет этого взлетные характеристики самолета. При достаточно больших сверхзвуковых скоростях полета (Afw=2,0...3,5) с помощью форсажной камеры достигнуто увеличение тяги двигателя в несколько раз, что обеспечило снижение удельного веса ТРДФ в 3...4 раза по сравнению с первыми образцами ТРД [46, 56]. Благодаря такому скачку в тяговой эффективности ТРДФ стали основным типом ГТД второго поколения для скоростных самолетов.
Сгорание топлива в форсажной камере происходит недостаточно полно (из-за недостатка кислорода и высоких скоростей газового потока) и при более низком давлении, чем в основной камере. Это приводит к худшему преобразованию химической энергии топлива в полезную тяговую работу и сильному сии-, жению топливной экономичности ТРДФ, особенно на старте и при малых скоростях полета, когда тяговый /КТ1Д двигателя близок к нулю.„Включение форсажной камер^'-Сбйровождается, по указанным причинам, увеличением удельн^^^/рщдода топлива на старте примерно в два раза.
2 Зак. 4527
17
Повышенный расход топлива ТРДФ сильно ограничивал дальность полета сверхзвуковых самолетов, поэтому на следующем этапе развития (в третьем поколении ГТД) получили применение более экономичные двигатели (ТРДДФ), созданные на базе ТРДД с малой степенью двухконтурности (т=0,5...1,0).
В четвертом поколении ГТД ТРДДФ заняли ведущее положение в сверхзвуковой авиации благодаря лучшей (по сравнению с ТРДФ) топливной экономичности, достигнутой за счет высоких параметров цикла (Тг= 1550...1650 К, Лд=20...25) и некоторого увеличения степени двухконтурности (до т=2). Современные ТРДДФ имеют удельный расход топлива на старте 0,2...0,22 кг/ч • Н и примерно в три раза меньше в полете при Л1//=2,0...2,5. Их стартовый удельный вес составляет удв= = 0,12...0,14. Основная сфера применения ТРДДФ — военная авиация. Для пассажирских сверхзвуковых самолетов их использование (так же, как и ТРДФ) оказалось несвоевременным в связи с низкой топливной экономичностью и обусловленной этим нерентабельностью перевозок.
Краткая характеристика поколений ГТД, соответствующая рекомендациям ЦИАМ [64], приведена в табл. 1.2. В этой таблице подчеркнуты типы двигателей, занимающие в своих поколениях ведущее положение.
Различные поколения ГТД характеризуются преимущественным назначением, типами двигателей, уровнями параметров цикла, конструктивным совершенством компрессора и турбины, а также применяемыми материалами и технологическими процессами. Для каждого поколения свойственно качественное (скачкообразное) изменение комплекса признаков, поэтому даже очень удачные образцы двигателей предшествующих поколений, несмотря на долгую эксплуатацию и существенное улучшение параметров в их последующих модификациях, уступают по эффективности образцам новых поколений.
Значения удельных параметров ГТД различных поколений приведены в табл. 1.3. В этой таблице даны величины удельной тяги Рул и мощности АгуЛ, определяемые отношениями абсолютных значений тяги и мощности к расходу воздуха. Удельные расходы топлива, вычисленные как отношения часовых расходов к тяге (СУд) или эквивалентной мощности (Сэ), соответствуют взлетному режиму на старте (индекс «взл») и в отдельных случаях крейсерскому режиму в полете (индекс «кр»). Для ТВД и ТВлД в качестве показателя конструктивного совершенства принята удельная масса m (отношение сухой массы к взлетной эквивалентной или эффективной мощности), а для ТРД и ТРДД — удельный вес удв, определяемый как отношение силы тяжести сухой массы к взлетной тяге.
В табл. 1.3 цифрами в скобках даны значения удельных параметров для ТРДФ и ТРДДФ на нефорсированном макси-
18
Таблица 1.2. Поколения газотурбинных двигателей
Поколения Типы и марки выполненных ГТД мн т Компрессор Турбина
1 с 1943 — 1945 гг. по 1949-И 952 гг. ТРД: ЮМО-004, БМВ-003 (РД-10, РД-20) —Германия (СССР); «Дервент», «Нин» (Англия); ВК-1, АЛ-5 (СССР); /35, /47 (США) ТВД: «Мамба». «Дарт», «Протей» (Англия) <1 <1 — Однокаскадный осевой или центробежный л$=3—5,5 Осевая неохлаждаё-мая, 7'f-=1000— 1150 К
II с 1950 — 1953 гг. по 1958—1960 гг. ТРД: РД-ЗМ (СССР); «Эвон» (Англия); /57, /75, JT3C (США) ТРДФ: РД-9Б, РИФ-300, АЛ-7Ф X (СССР); /79 (США) ТВД: НК-12, АИ-20, АИ-24 (СССР); «Тайн» (Англия) ТВлД: Д-25В (СССР); Т58, 764 (США) <1 2,0—2,3 < 1 <1. — Осевой, однокаскадный с регулируемыми направляющими аппаратами или двухкаскадный л *,=7-13 Осевая с охлаждаемыми лопатками первого соплового аппарата 77=1 150— 1250 К
Ill с 1958 -1960 гг. по 1967—1970 гг. ТРДФ: /85 (США); «Олимп» 593 (Англия — Франция) ТРДД: Д-20П, Д-30, НК-8, АИ-25 (СССР); «Конуэй», «Спей» 25, «Пегас» (Англия); 1ТЗД, 1Т8Д, TF33, TF41 (США); «Ларзак» (Франция) ТРДДФ: НК-144 (СССР); «Спей» 25/? (Англия), TF30 (США) ТВлД: ТВ2-117 (СССР); Аллисон 250 (США) 2,0—3.0 < 1 <2,5 < 1 0,5—2,5 0,7—1,5 Осевой двухкаскадный или однокаскадный л?-=10—15 (ТРДФ, ТВлД), л^ = 16-20 (ТРДД, ТРДДФ) Осевая с внутренним конвективным охлаждением лопаток, 7^=1300-1450 К
8
Поколения Типы и марки выполненных ГТД
IV с 1967— 1970 гг. до середины 1980 г. ТРДД: Д-36, Д-18Т (СССР); ЯВ.211 (Англия); CF6, /ТЭД, ТГ39, TF34 (США); CFM.56 (Франция — США) <
ТРДДФ: F100, Г101, F404 (США); ВВ.199 (Англия — ФРГ — Италия) 2,2-
ТВлД: Д-136 (СССР); 7700, PLT27 (США) <
Окончание табл. 1.2
т Компрессор Турбина
;1 -2,5 ;1 5—8 0,4—2,0 Осевой двухкаскадный или трехкаскадный, л^у=20—30 Осевая с конвективно-пленочным охлаждением лопаток Гг= 1500—1650 К
Таблица 1.3. Удельные параметры ГТД различных поколений
По-ко-ле-ния Тип двигателя Р уд» Н-С А^уд, кВт - с /"«ВЗЛ ьуд » КГ /•кр Ьуд, КГ сг, кг CF, кг Тдв /Иуд, кг
КГ КГ ч-Н ч-Н ч-кВт ч-кВт кВт
I ТРД 400—600 0,08—0,12 0,32—0,4
ТВД 100—140 0,37—0,47 0,35—0,43 0,4-0,5
II ТРД 600—750 0,08—0,1 0,28—0,32
ТРДФ 900—1000 (600—700) 0,18—0,2 (0,08—0,09) 0,19—0,23
ТВД 170—240 0,27—0,4 0,25—0,35 0,22—0,33
III ТРДД 400—600 0,06—0,08 0,08—0,1 0,21—0,25
ТРДДФ 950—1050 (500—600) . 0,15—0,2 (0,065—0,085) 0,15—0,18 (0,22—0,26)
ТВлД 140—220 0,3—0,38 0,37—0,43 0,15—0,28
IV ТРДД 250—350 0,032— 0,038 0,06—0,068 0,16—0,2
ТРДДФ 850—1100 (500—650) 0,2—0,22 (0,055—0,075) 0,125 -0,135 (0,21—0,24)
ТВлД 200—250 0,27—0,29 0,29—0,32 0,11—0,17
мальном режиме, а основной ряд цифр соответствует режиму максимального форсажа при взлете.
Из табл. 1.3 видно, что при переходе от одного поколения к другому даже для однотипных двигателей происходит резкое изменение удельных параметров, отражающее качественные скачки в их развитии.
Наивыгоднейшие области применения ГТД различных типов по скоростям и высотам полета показаны в компактном виде [46] на рис. 1.1. Для вертолетных ГТД и ТВД характерны малые
Рис. 1.1. Области применения ГТД:
I — линия ограничения по подъемной силе; II — линия ограничения по скоростному напору; /— вертолетные ГТД; 2 — ТВД; 3 - ТРДД; 4 - ТРД; 5 — ТРДФ, ТРДДФ
и умеренные дозвуковые скорости полета. При больших дозвуковых и околозвуковых скоростях целесообразно применять ТРДД. Высокотемпературные ТРД могут обеспечить малые сверхзвуковые скорости (до Мл=2,0) при высотах полета около 20 км. Полеты при скоростях, соответствующих Мл= =2,0...3,5, на высотах до 30 км освоены с помощью ТРДФ и ТРДДФ. Дальнейший переход к большим сверхзвуковым и гиперзвуковым скоростям (М//=6...8) возможен с применением турбопрямоточных и других комбинированных двигателей.
1.3. ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Определяющими факторами перспективного развития транспортной авиации, по мнению специалистов, будут социальнопсихологический и экономический факторы.
Социально-психологический фактор объединяет такие требования, как гарантия безопасности полетов, сокращение времени передвижения, комфорт, минимальное воздействие на окружающую среду и др.
22
Экономический фактор содержит в себе стремление к снижению себестоимости перевозок, росту эффективности использования воздушных судов, уменьшению эксплуатационных затрат и т. п. Роль двигателей здесь весьма велика, так как, например, доля расходов на эксплуатацию современных широкофюзеляжных самолетов, связанная с двигателями, составляет 40—50%. Особенно велико значение двигателей для проблемы повышения эффективности использования топлива, на которую наибольшее влияние оказывает удельный расход топлива на крейсерском режиме полета. Уменьшение крейсерского удельного расхода топлива приводит не только к непосредственному уменьшению потребного на полет запаса топлива, но и к его дополнительному снижению за счет применения для облегченного самолета двигателей меньшей тяги.
Указанные факторы выдвигают конкретные требования к газотурбинным двигателям и определяют направления их дальнейшего развития, основными из которых являются:
— интенсификация рабочего процесса, в основном, путем увеличения температуры газа перед турбиной и степени повышения давления воздуха в компрессоре с оптимизацией параметров цикла по удельной тяге и удельному расходу топлива;
— оптимизация конструкций ГТД по удельному весу и показателям надежности на основе совершенствования методов проектирования, применения новых высокопрочных и легких материалов, а также использования высокоэффективных технологических процессов при производстве двигателей;
— разработка принципиально новых схем двигателей, качественно улучшающих топливную экономичность воздушных судов и имеющих низкие уровни вредного воздействия на окружающую среду;
— оснащение двигателей эффективными средствами контроля технического состояния и совершенствование на этой основе методов их технической эксплуатации с целью повышения безопасности полетов и минимизации эксплуатационных затрат;
— применение в системах автоматического управления ГТД микропроцессорной вычислительной техники, обеспечивающей расширение диапазона устойчивой работы узлов двигателей и оптимизацию режимов полета по расходу топлива;
— применение новых энергоемких и экологически чистых топлив, например жидкого водорода или метана.
Известно, что работа и КПД используемого для ГТД термодинамического цикла Брайтона (с подводом тепла при постоянном давлении) возрастают при увеличении максимальной температуры газа и степени повышения давления.
Максимально возможного значения температура газа в ГТД может достигнуть в результате горения стехиометрической топливовоздушной смеси, т. е. смеси, соответствующей коэффициенту избытка воздуха а—1. Для авиационных керосинов
23
стехиометрическая температура достигает величин 2500...2800 К-При такой температуре максимум удельной тяги двигателя (ТРДД с большой степенью двухконтурности, 10) и минимум его удельного расхода топлива могут быть получены при очень высоких значениях степени повышения давления воздуха (лк>80) [42].
Несмотря на устойчивую тенденцию к повышению параметров Т*г и (за последние годы средний темп роста Т*г составил 20...25 К в год, а лк—7...8 единиц в 10 лет [64]) в ближайшей перспективе (до 1995...2000 гг.) трудно ожидать создания традиционными методами газогенераторов, работающих при температурах газа, близких к стехиометрическим. Это можно объяснить, прежде всего, прогрессивно возрастающими трудностями обеспечения достаточной прочности и надежности элементов горячей части ГТД и, главным образом, узла турбины. Используемое в настоящее время воздушное охлаждение турбин для стехиометрических двигателей будет малоэффективно, так как при больших л’л (более 60) подогрев воздуха в компрессоре за счет сжатия происходит до весьма высоких температур (до 1000 К и выше).
Кардинальное решение проблемы охлаждения стехиометрических ГТД возможно, по-видимому, двумя путями: с одной стороны, разработкой и применением для деталей турбин не требующих охлаждения высокопрочных керамических материалов, а с другой — использованием для охлаждения деталей криогенных топлив (жидкого водорода или метана), имеющих большой хладоресурс.
Не менее сложной является проблема создания для указанных двигателей высоконапорных компрессоров с относительно небольшим числом ступеней (а следовательно, и малого веса), обладающих достаточной газодинамической устойчивостью и высоким КПД.
Напорность осевого компрессора можно повысить дальнейшим увеличением окружных скоростей ротора, осевых и переносных скоростей потока, т. е. повышением подвода энергии к потоку в ступени. Основным препятствием на этом пути является увеличение гидравлических потерь, снижающих КПД ступени. Для снижения потерь необходимо оптимизировать формы профилей сверхзвуковых лопаток, создавая наиболее благоприятное расположение скачков уплотнения в межлопаточных каналах. Для дозвуковых ступеней осевых компрессоров уже в настоящее время проводят исследования по применению оптимизированных (так называемых «суперкритических») профилей лопаток малого удлинения с улучшенными аэродинамическими характеристиками.
С повышением напорности возрастает роль концевых потерь и в наибольшей степени для последних ступеней осевых компрес
24
соров. Существенного снижения этих потерь можно достичь путем активного управления радиальными зазорами между концами рабочих лопаток и корпусом, например, изменением тепловых деформаций корпуса или применением подвижных элементов уплотнений. При лк>40 возможно преимущественное использование осецентробежных компрессоров с последней центробежной ступенью, заменяющей малоэффективные из-за концевых потерь при коротких лопатках осевые ступени. В случае применения осецентробежного компрессора целесообразно применять расположённую над турбиной противоточную камеру сгорания, что позволит значительно сократить длину и уменьшить массу двигателя.
Камеры сгорания перспективных ГТД должны быть еще более компактными. При их создании возможно дальнейшее снижение гидравлических потерь (в основном, путем совершенствования входного диффузора), а также уменьшение окружной неравномерности распределения температуры газа на выходе. С увеличением температуры газа и приближением ее к стехиометрической необходима разработка простых и надежных способов управления подачей первичного воздуха в зону горения в зависимости от режимов работы двигателя.
При создании камер сгорания следует продолжать работы по ликвидации дымления и эмиссии вредных веществ, главным образом, путем рассредоточения зон горения по объему жаровых труб и поддержания в этих зонах повышенных значений локальных коэффициентов избытка воздуха (а>1,25 вместо а<С1), что будет приводить к снижению максимальных температур факела пламени и уменьшению эмиссии окислов азота. Снижение максимальных температур в зоне горения может быть достигнуто также впрыском в нее воды. Исследования показывают, что впрыск воды в количестве 1...2% от расхода воздуха уменьшает выделение окислов азота в несколько раз. Возможно существенное снижение эмиссии окислов азота и канцерогенных веществ путем подвода в камеру сгорания небольшого количества водорода (до 10% от расхода воздуха).
Важной проблемой для высокотемпературных камер сгорания является охлаждение стенок жаровых труб. С приближением к стехиометрической температуре эффективность воздушного охлаждения (как было отмечено) падает, что вынуждает вести поиск других способов охлаждения, и в частности жидкостного. Исследования показывают, например, что ограждение внутренних стенок жаровой трубы тонкой водяной пленкой обеспечивает существенный эффект охлаждения при небольших расходах воды. Рассматривают также возможность охлаждения стенок выпотеванием:' Наибольший эффект может обеспечить, по-видимому, разработка и применение для жаровых труб высокожаропрочных керамических материалов, не требующих охлаждения.
25
Создание стехиометрических газогенераторов с высоким эффективным КПД (т),о(),Б) позволит уменьшить удельный расход топлива ГТД различных типов примерно на одну треть и существенно снизить удельный вес двигателей. В стехиометрических ТРД отпадает целесообразность (и необходимость) применения форсажных камер сгорания, которые в современных, ТРДФ используют для увеличения удельной тяги. При этом произойдет возврат к исходной схеме ТРД (отрицание отрицания), но на более высоком уровне развития, при котором, в частности, применение сверхзвуковых пассажирских самолетов станет экономически целесообразным.
В ближайшей перспективе (на 5... 10 лет) для дозвуковых самолетов гражданской авиации (Л1Л=0,8; Н= 11 км) ведущим типом ГТД, по-видимому, останется двух- или трехвальный ТРДД с повышенной температурой газа ( 7'/= 1700... 1750 К) и степенью двухконтурности т=7...8, оборудованный одноступенчатым сверхзвуковым вентилятором (со степенью повышения давления л* = 1,6...1,8 и окружной скоростью на наружном диаметре (7Л=450...500 м/с), высоконапорным осевым или осецентробежным компрессором (л,ЛХ=35...45), высоконагружен-ной турбиной газогенератора, имеющей удельную работу расширения в ступени 400...450 кДж/кг. Несмотря на высокую степень двухконтурности, для перспективного ТРДД признают целесообразным применение камеры смешения потоков контуров при, условии значительного снижения потерь в смесителе.
Относительно длинные лопатки вентилятора данного двигателя не будут иметь антивибрационных полок, что позволит значительно снизить гидравлические потери. Для обеспечения достаточной жесткости лопаток их предполагают выполнять широкими и пустотелыми с размещением во внутренних полостях сотовых наполнителей, демпфирующих колебания. Кроме этого, в перспективном ТРДД будут реализованы другие усовершенствования, в частности, применены лопатки компрессора малого удлинения с оптимизированными профилями, использованы двухзонные малоэмиссионные камеры сгорания с параллельным или последовательным расположением зон горения, осуществлено активное управление радиальными зазорами в турбине и последних ступенях компрессора. Для деталей компрессора еще более широкое применение получат титановые сплавы, а для турбины — сплавы на никелевой и кобальтовой основах. Предполагается внедрение композиционных металлических и неметаллических материалов, жаропрочных сплавов с направленной кристаллизацией, монокристаллических деталей для турбины (в первую очередь рабочих лопаток), а также использование новых технологических процессов, например изотермического прессования дисков турбины из порошковых материалов, высоко
26
температурной пайки, плазменного напыления, лазерной технологии и т. д.
Основными целями создания перспективного ТРДД классической схемы считают: снижение удельного расхода топлива на 14... 15% по сравнению с существующими ТРДД большой степени двухконтурности; - стабилизацию характеристик двигателя по наработке; удовлетворение требованиям более жестких норм на уровень шума и эмиссию вредных веществ; уменьшение затрат на техническое обслуживание и т. п.
Для рассмотренного перспективного ТРДД значительные трудности будут связаны с проблемой снижения уровня шума, поскольку его вентилятор должен работать при большой окружной скорости и степени повышения давления, что вызывает появление шума высокой интенсивности. Поэтому специалисты предлагают ряд схем малошумных ТРДД с большой степенью двухконтурности (т=10...15), в которых снижение шума может быть достигнуто уменьшением окружной скорости вентилятора до (/Л~250 м/с и реализацией умеренной степени повышения давления (л*^1,3). При малых окружных скоростях хвостовики рабочих лопаток вентилятора могут быть размещены в подшипниковых опорах и выполнены поворотными. Привод вентилятора с поворотными лопатками (ВПЛ) предлагают осуществлять через редуктор, имеющий относительно небольшое передаточное число.
Разрабатывают также различные варианты малошумного трехконтурного двигателя (ТРТД) с ВПЛ, в котором для оптимизации режимов работы по скорости полета предусматривают возможность перераспределения работы между контурами путем изменения расхода воздуха через промежуточный контур с помощью створок [74].
Наиболее существенного снижения расхода топлива на дозвуковых транспортных самолетах нового поколения следует ожидать в результате применения винтовентиляторного двигателя. ТВВД с газогенератором, выполненным на одинаковом уровне технического совершенства с перспективным ТРДД, может иметь удельный расход топлива на крейсерском режиме на 15...20% меньше, чем последний, благодаря значительно более высокой степени двухконтурности (т>40).
Успех создания перспективного ТВВД зависит, в основном, от разработки винтовентилятора, который должен иметь КПД не ниже 0,8 при Мн=0,8 и степень повышения давления лвв= 1,05... 1,1 (обычный воздушный винт имеет лвв<1,02.). Оптимальной формой для лопастей винтовентилятора считают саблевидную с большой хордой, обратной стреловидностью в корневой части и прямой — в концевых сечениях. Для удовлетворения норм на уровень шума окружная скорость винтовентилятора на концах лопастей не должна превышать 250 м/с.
27
Специалисты предлагают различные схемы ТВВД, среди которых простейшей является схема одноконтурного двигателя с передним расположением винтовентилятора и его приводом через редуктор. Разработан проект ТВВД с расположенными на биротативной турбине соосными винтовентиляторами противоположного вращения и безредукторного привода. Предлагают, также схему двухконтурного ТВВД, имеющего муфту сцепления, которая при больших скоростях полета (Л1л>0,85) отключает винтовентилятор и передает всю свободную мощность турбины на размещенный перед входом в компрессор вентилятор с поворотными рабочими лопатками.
Для сверхзвуковых пассажирских самолетов разрабатывают проекты ГТД изменяемого рабочего процесса, обеспечивающие высокую взлетную тягу при низком уровне шума, хорошую топливную экономичность на дозвуковых скоростях, форсированную тягу для трансзвукового разгона, большую удельную тягу и малое внешнее сопротивление на сверхзвуковом крейсерском режиме полета. В качестве перспективного двигателя для сверхзвуковых самолетов предлагают ТРДДФ с изменяемой степенью двухконтурности, который фактически представляет собой трехконтурный двигатель с изменяемым расходом воздуха через промежуточный контур. Расчеты показывают, что данный двигатель будет иметь удельный расход топлива при дозвуковом полете примерно на 25% меньше, чем ТРДДФ классической схемы, а при сверхзвуковом — ниже примерно на 10%.
При гиперзвуковых скоростях полета (Л4л=5...6 и выше) целесообразно применять турбопрямоточные двигатели, представляющие собой сочетание ТРД или ТРДД с прямоточным двигателем. Разгон самолета до сверхзвуковых скоростей обеспечивают с помощью ТРД или ТРДД. С увеличением скорости до Л4Н = 3...3,5 их отключают, так как они перестают создавать тягу и включают в работу прямоточный двигатель, эффективность которого возрастает при дальнейшем увеличении скорости.
Глава 2. КОНСТРУКТИВНЫЕ И СИЛОВЫЕ СХЕМЫ ГТД
2.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ СХЕМЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
Конструктивная схема дает возможность получить общее представление о компоновке и силовой схеме двигателя, т. е. о взаимном расположении и связях его узлов, а также выявить наиболее характерные особенности конструкции основных элементов двигателя.
Конструктивные схемы современных двигателей чрезвычайно разнообразны и определяются, с одной стороны, типом ГТД, а с другой — его целевым назначением. Наиболее распространена
28
так называемая последовательная схема расположения основных узлов: входного устройства, компрессора, камеры сгорания, газовой турбины и выходного устройства. При такой компоновке движение потока в проточной части ГТД совершается с наименьшими потерями, практически все узлы двигателя имеют осесимметричную структуру, упрощающую технологию их изготовления. Двигатель при этом ориентирован в осевом направлении, что облегчает его размещение на воздушном судне с минимальным лобовым сопротивлением. Последнее обстоятельство имеет определяющее значение прежде всего для маршевых ГТД: ТРД, ТРДД, ТВД.
Изменение целевого назначения двигателя меняет требования к его компоновке; соответственно трансформируется и конструктивная схема. Так, для подъемного ГТД одним из основных требований является уменьшение осевого габарита, определяемого размерами фюзеляжа или мотогондол. Для ТВД (особенно ТВД со свободной турбиной) в ряде случаев лучшие характеристики могут быть получены в конструктивных схемах, где трансмиссия винта располагается или параллельно оси турбокомпрессора, или двигатель имеет компоновку, обратную описанной ранее последовательной схеме.
Наибольшее разнообразие конструктивных схем наблюдается у газотурбинных двигателей вспомогательных силовых установок (ВСУ). Это связано с требованием компактности (расположением в ограниченных по размерам отсеках летательного аппарата), а также назначением ВСУ.
Процесс разработки конструктивной схемы при проектировании двигателя начинается еще на этапе газодинамического расчета. На основании целевого назначения ГТД, анализа состояния и перспектив развития авиадвигателестроения, а также опыта, имеющегося у конструкторского бюро, составляется первоначальная схема. Затем начинается проработка основных узлов конструкции, по результатам которой производится уточнение и окончательная отработка конструктивной схемы. Данный процесс достаточно сложен и ответственен, поскольку неудачные решения задерживают выход двигателя в эксплуатацию.
Широкое распространение при проектировании получила практика создания модифицированных ГТД, связанная с тем, что надежность такого двигателя при прочих равных условиях всегда значительно выше, чем нового, а время на его создание существенно уменьшается. Подобный подход позволяет унифицировать ряд элементов ГТД, упрощающих и удешевляющих не только производство, но также ремонт и эксплуатацию авиатехники. Одним из направлений создания модификаций является моделирование доведенных конструкций на другую размерность, что позволяет сократить время доводки двигателей на несколько лет.
29
В последнее время находит применение другое направление, заключающееся в создании базового газогенератора и развития на его основе семейства двигателей. В этом случае к конструктивной схеме базового газогенератора предъявляются повышенные требования с точки зрения надежности и возможности компоновки в двигателях различного целевого назначения.
Конструктивная схема ГТД чрезвычайно важна для изучения’ его конструкции и понимания особенностей эксплуатации. Это обусловлено тем, что многие конструктивные решения взаимосвязаны. Так, например, применение кольцевой камеры сгорания практически исключает возможность подхода через нее к узлам соединения роторов турбины и компрессора при монтаже; рассоединение роторов в этом случае обычно обеспечивается путем разборки ротора компрессора (турбины) или специальными приспособлениями, которые вставляют в центральные отверстия ротора. Другим примером является наличие наружного контура в ТРДД, затрудняющего контроль компрессора высокого давления (КВД), турбины и камеры сгорания.
Требования эксплуатационной технологичности и ремонтопригодности часто являются определяющими для конструкции отдельных узлов двигателя. К ним относятся доступность и легкосъе.мность, контролепригодность, модульность, взаимозаменяемость, восстанавливаемость. В частности, для обеспечения взаимозаменяемости отдельных модулей роторы отдельных каскадов выполняют возможно более короткими и, следовательно, жесткими, что обеспечивает стабильность радиальных зазоров между ротором и корпусом. Соединения отдельных модулей выполняют таким образом, чтобы исключить необходимость дополнительной балансировки и обеспечить легкосъем-ность при их замене. Учет таких особенностей конструкции способствует более полному изучению двигателя и его систем.
Характерными типами ГТД являются турбореактивные одноконтурные, турбовальные (в том числе турбовинтовые) и турбореактивные двухконтурные двигатели. Последние занимают промежуточное положение между двумя первыми типами и являются наиболее распространенными в гражданской авиации. Кроме того, на воздушных судах широкое применение нашли ВСУ, представляющие собой малогабаритные ГТД различного назначения.
Турбореактивные одноконтурные двигатели
Конструктивные схемы ТРД определяются прежде всего числом роторов. Одновальные ТРД, широко применявшиеся на начальном этапе развития реактивной авиации, в настоящее время используются крайне редко (в основном в качестве силовых установок спортивных и тренировочных самолетов, а также в качестве бустерных двигателей). Большее применение получили двухвальные ТРД, имеющие более широкий диапазон
30
устойчивой работы, меньшую мощность пусковых устройств, а также позволяющие лучше использовать возможности каскада высокого давления за счет повышения частоты вращения его ротора.
Двухконтурные двигатели (ТРДД)
ТРДД — наиболее распространенный тип ГТД в гражданской авиации. Конструктивные схемы ТРДД весьма разнообразны, но широкое применение нашли лишь некоторые из них.
Как и. в случае ТРД, конструктивная схема определена прежде всего числом роторов. Двигатели со средней степенью двухконтурности (m—2...3), как правило, выполняют двухвальными (рис. 2.1, 2.2). Ротор ВД — двух- или трехопорный, ротор НД — трех- или четырехопорный, причем по меньшей мере одна из опор выполняется межвальной. Между КНД и КВД располагается переходный корпус компрессора, служащий для размещения элементов опор, агрегатов и приводов к ним. КНД является обычно общим для обоих контуров; КВД располагается во внутреннем контуре (см. рис. 2.1). В ряде случаев для оптимизации параметров ТРДД часть ступеней КНД размещается во внутреннем контуре (см. рис. 2.2). Наружный контур концентри-чен внутреннему и расположен вокруг КВД, камеры сгорания и турбины. В зависимости от вида выходного устройства возможны две основные схемы ТРДД: с раздельным выходом потоков и со смешением потоков. Камера смещения несколько улучшает удельные параметры двигателя, позволяет упростить компоновку реверсивных устройств. По этой причине для ТРДД рассматриваемого класса характерно использование смесительных устройств. Реактивное сопло у подобных ТРДД нерегулируемое.
В двигателях с большой степенью двухконтурности (т=5...8 и более) применяются как двух-, так и трехвальные схемы. Первые обладают более простой конструкцией, но требуют мощной механизации компрессора для обеспечения необходимой газодинамической устойчивости. Трехвальная схема более сложна, но такие ТРДД обладают лучшими эксплуатационными характеристиками. Применение двухопорных роторов для всех каскадов (рис. 2.3) упрощает компоновку двигателя. ГТД подобного типа имеют, как правило, укороченный наружный контур, т. е. относятся к ТРДД с раздельным выходом потоков. Это связано с тем, что преимущества схемы с нерегулируемым смешением потоков не всегда оправдываются усложнением конструкции и увеличением массы ГТД. Раздельный выход потоков дает также возможность создать «холодное» реверсивное устройство в наружном контуре.
Особенностью ТРДД с большой степенью двухконтурности является то, что из-за ограничения частоты вращения ротора вентилятора диаметр и число ступеней его турбины приходится увеличивать. Это приводит к росту массы и габаритов двигателя.
31
Согласование режимов работы вентилятора и турбины может быть достигнуто постановкой редуктора. Как правило, применяется нли многопоточный простой редуктор, обеспечивающий соосность входного и выходного валов (рис. 2.4), или планетарный механизм с одновенечным сателлитом.
Конструктивные схемы ТРДД с большой степенью двухконтурности отличаются рядом характерных особенностей. Первая из них — наличие одноступенчатого вентилятора, имеющего иногда поворотные лопатки. В ТРДД двухвальной схемы на одном валу с ним обычно расположены ступени КНД внутреннего контура (подпорные ступени), приводимые во вращение многоступенчатой турбиной. В двигателях трехвальной схемы эти ступени выделены в каскад среднего давления (КСД) и приводятся во вращение своей турбиной. Ротор ВД обычно двухопорный с одно- или двухступенчатой турбиной. Поскольку высота пера рабочих лопаток последних ступеней компрессора при высокой степени повышения давления оказывается чрезвычайно малой, то альтернативой является использование осецентробежного КВД (см. рис. 2.4). Камера сгорания подобного двигателя, как правило, кольцевая с широким использованием мероприятий по уменьшению ее осевых размеров.
Как уже указывалось ранее, ТРДД является промежуточным типом ГТД между ТРД и ТВД. Увеличение степени двухконтурности приближает их к ТВД. Об этом можно судить по приведенной на рис. 2.4 схеме двухвального ТРДД. Дальнейшее увеличение степени двухконтурности приводит к двигателям, получившим название винтовентиляторных. По всей вероятности конструктивные схемы таких ГТД будут подобны (во всяком случае на первых этапах разработки) схемам двух- или трехвальных ТРДД.
Одним из возможных вариантов компоновки ТРДД являются двигатели с задней турбовентиляторной приставкой. Подобные схемы в основном применялись на начальном этапе развития ТРДД, поскольку позволяли в короткие сроки создать двухконтурные двигатели на базе хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации ТРД. Основной особенностью подобного ТРДД является наличие турбовентилятора: рабочие лопатки его турбины, расположенные во внутреннем контуре, несут на себе лопатки вентилятора. Данная схема в настоящее время практически не применяется из-за малой надежности и низкого КПД турбовентилятора.
Для сверхзвуковых скоростей полета может быть использован ТРДД с форсажной камерой сгорания (ТРДДФ). Здесь возможны две основные схемы: при наличии камеры смешения ГТД имеет общую форсажную камеру для двух контуров; при раздельном выходе потока в каждом контуре может быть своя форсажная камера. Двигатели подобного типа имеют регулируемые реактивные сопла.
32
Рис. 2.1. Двухконтурный ТРД:
1 — передний корпус компрессора; 2 — КНД; 3 — переходный корпус; 4 — КВД; 5 — задний корпус компрессора; 6 — корпус подвесок; 7 — силовые стойки; 8 — трубчато-кольцевая камера сгорания; 9 — силовое кольцо; 10 — ТВД; 11 — ТНД; 12 — корпус задней опоры турбины; 13 — смеситель
Изд. № 147 Вклейка № 1 (б/оборота)
Рис. 2.2. Двухконтурный ТРД:
1 — передний корпус компрессора; 2 — КНД; 3 — переходный корпус; 4 — КВД; 5 — кольцевая камера сгорания; 6 — ТВД; 7 — ТНД; 8 — корпус опоры турбины; 9 — смеситель; Ю — реверсивное устройство
Согласование режимов работы вентилятора и турбины может быть достигнуто постановкой редуктора. Как правило, применяется или многопоточный простой редуктор, обеспечивающий соосность входного и выходного валов (рис. 2.4), или планетарный механизм с одновенечным сателлитом.
Конструктивные схемы ТРДД с большой степенью двухконтурности отличаются рядом характерных особенностей. Первая из них — наличие одноступенчатого вентилятора, имеющего иногда поворотные лопатки. В ТРДД двухвальной схемы на одном валу с ним обычно расположены ступени КНД внутреннего контура (подпорные ступени), приводимые во вращение многоступенчатой турбиной. В двигателях трехвальной схемы эти ступени выделены в каскад среднего давления (КСД) и приводятся во вращение своей турбиной. Ротор ВД обычно двухопорный с одно- или двухступенчатой турбиной. Поскольку высота пера рабочих лопаток последних ступеней компрессора при высокой степени повышения давления оказывается чрезвычайно малой, то альтернативой является использование осецентробежного КВД (см. рис. 2.4). Камера сгорания подобного двигателя, как правило, кольцевая с широким использованием мероприятий по уменьшению ее осевых размеров.
Как уже указывалось ранее, ТРДД является промежуточным типом ГТД между ТРД и ТВД. Увеличение степени двухконтурности приближает их к ТВД. Об этом можно судить по приведенной на рис. 2.4 схеме двухвального ТРДД. Дальнейшее увеличение степени двухконтурности приводит к двигателям, получившим название винтовентиляторных. По всей вероятности конструктивные схемы таких ГТД будут подобны (во всяком случае на первых этапах разработки) схемам двух- или трехвальных ТРДД.
Одним из возможных вариантов компоновки ТРДД являются двигатели с задней турбовентиляторной приставкой. Подобные схемы в основном применялись на начальном этапе развития ТРДД, поскольку позволяли в короткие сроки создать двухконтурные двигатели на базе хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации ТРД. Основной особенностью подобного ТРДД является наличие турбовентилятора: рабочие лопатки его турбины, расположенные во внутреннем контуре, несут на себе лопатки вентилятора. Данная схема в настоящее время практически не применяется из-за малой надежности и низкого КПД турбовентилятора.
Для сверхзвуковых скоростей полета может быть использован ТРДД с форсажной камерой сгорания (ТРДДФ). Здесь возможны две основные схемы: при наличии камеры смешения ГТД имеет общую форсажную камеру для двух контуров; при раздельном выходе потока в каждом контуре может быть своя форсажная камера. Двигатели подобного типа имеют регулируемые реактивные сопла.
32
з Зак. 4527
Рис. 2.3. Трехвальный ТРДД:
1 — вентилятор; 2 — передний корпус компрессора; 3 — КСД; 4 — переходный корпус; 5 — КВД; 6 — кольцевая камера сгорания; 7—ТВД; 8 — стержни корпуса опоры турбины; 9 — ТСД; 10— турбина вентилятора; 11 — корпус задней опоры турбины
Рис. 2.4. Перспективный ТРДД:
1 — вентилятор; 2 — КНД (подпорные ступени); 3— переходный корпус; 4 — осецентробежный КВД; 5 — кольцевая камера сгорания;
6— ТВД; 7 — турбина вентилятора и КНД; 8 — регулируемый смеситель; 9 — корпус опор турбины; 10 — редуктор
1 — редуктор; 2 — лобовой картер; 3 —
Рис. 2.5. Одновальный ТВД:
компрессор; 4 — силовые стойки корпуса камеры сгорания; 5 — кольцевая камера сгорания; 6J — турбина
Изд. № 147 Вкле1 >борота)
Рис. 2.6. ТурбовальныЙ двигатель со свобоДной турбиной:
1 — передний корпус компрессора; 2 — компрессор; 3 — задний корпус компрессЬра: 4 — кольцевая камера сгорания; 5 — турбина компрессора; 6, 8 — силовые стойки корпусов опор турбины; 7 — свободная турбина
Рис. 2.7|. Малогабаритный ТВД:
1 — осецентробежный компрессор; 2 — редактор; 3 — свободная Турбина (турбина винта); 4 — турбина компрессора; 5 — камера сгорания
Широко применяются ТРДД и на летательных аппаратах укороченного и вертикального взлета и посадки. В подъемных ТРДД конструктивная схема, как и для подъемных ТРД, подчинена требованиям минимальной удельной массы при ограничениях осевых габаритов. Основной тип такого двигателя — двухроторный ТРДД с передним или задним размещением вентилятора.
Подъемно-маршевый ТРДД отличается наличием поворотных сопел, обеспечивающих создание тяги как в осевом, так и в вертикальном направлениях. Конструктивная схема двигателя выполняется обычно по схеме раздельного выхода потоков, т. е. имеются поворотные сопла как в наружном, так и внутреннем контурах.
Турбовальные двигатели и вспомогательные силовые установки
Турбовальные двигатели представляют собой ГТД, в которых преобладающая доля энергии сгорания топлива преобразуется в работу на выходном валу, используемую в вертолетных ГТД для привода несущих, а в турбовинтовых двигателях — тянущих воздушных винтов. Таким образом, кроме элементов, характерных для всех типов ГТД, турбовальные двигатели включают редуктор и воздушный винт. Расположение последних относительно турбокомпрессора и определяет особенности конструктивных схем этих типов двигателей. Простейшую конструкцию имеет одновальный ТВД с одним воздушным винтом (рис. 2.5). Его конструктивная схема отличается от схемы ТРД увеличенным числом ступеней турбины и более простым выходным устройством, так как оно служит в ТВД лишь для отвода газов в атмосферу без существенного преобразования энергии.
Передача мощности от турбины к винту осуществляется через редуктор. Наиболее распространена схема встроенного редуктора. Он располагается обычно в передней части двигателя и составляет с ним единое целое в силовом отношении. Двигатель имеет в этом случае специальный узел — лобовой картер, в котором располагаются каналы входного устройства (одновременно он используется для размещения агрегатов и приводов к ним). Редуктор крепится к передней части лобового картера. В качестве редукторов применяются в основном планетарные механизмы с двухвенечными сателлитами или замкнутые планетарные передачи. Реже используются двухступенчатые простые редукторы.
Поскольку в рассмотренном случае из-за большой кривизны канала входного устройства возрастают потери полного давления, то для их снижения иногда применяют конструктивную схему с выносным редуктором, соединенным с двигателем трансмиссионным валом. Однако в такой компоновке трудно обеспечить соосность выходного вала ГТД и входного вала
34
редуктора, а также надежную работу высокоскоростного соединительного вала.
Разновидностью одновального ТВД большой мощности (>4000 кВт) является двигатель с двумя соосными винтами. Наиболее компактна в этом случае конструктивная схема дифференциального редуктора. Поскольку винты вращаются в противоположных направлениях, то в такой схеме уменьшаются моментные нагрузки, передаваемые на узлы подвески двигателя к самолету (см. разд. 2.2).
Общим недостатком одновальных ТВД является высокая потребная мощность пусковых устройств вследствие инерционности воздушного винта большого диаметра и ходовой части редуктора.
Данный недостаток устраняется в турбовальном двигателе со свободной турбиной. Последняя кинематически не связана с ротором турбокомпрессора и частота ее вращения выбирается обычно меньшей, чем у ротора турбокомпрессора, для снижения передаточного числа редуктора, а следовательно, его габаритов и массы.
Схема турбовального двигателя со свободной турбиной (рис. 2.6) наиболее широкое распространение находит в вертолетных силовых установках. К ее особенностям относится наличие выносного редуктора, приводимого во вращение двумя двигателями. Редуктор имеет механизм, суммирующий мощности двух ГТД, коническое зацепление, обеспечивающие поворот вектора угловой скорости, а также зубчатые передачи для получения оптимальных частот вращения несущего и хвостового винтов.
Двигатели со свободной турбиной используются и в маршевой силовой установке самолета. Здесь возможны конструктивные схемы, характерные для многовальных ТРДД. В ТВД небольших мощностей распространение находят схемы с параллельным размещением трансмиссии винта. Двигатель имеет в этом случае встроенный редуктор простой схемы, расположенный в районе свободной турбины и основной редуктор, размещенный над передним корпусом компрессора. Оба редуктора соединены валом, ось которого параллельна оси ГТД. Такая схема упрощает конструкцию силовой установки, так как размещение соединительного вала внутри ротора турбокомпрессора при малых диаметральных размерах последнего представляет чрезвычайно сложную задачу; кроме того, улучшаются условия работы входного устройства.
Малогабаритные турбовальные двигатели со свободной турбиной имеют весьма разнообразные конструктивные компоновки. Если наиболее характерными для большинства ранее рассмотренных конструктивных схем ГТД было применение осевых компрессоров и турбин и прямоточных камер сгорания, то в малогабаритных двигателях широко используются осецентробежные
3*
35
и центробежные компрессоры, противоточные камеры сгорания, петлевое движение газовоздушного потока в проточной части и т. д. Представление о некоторых из указанных особенностей дает конструктивная схема, приведенная на рис. 2.7.
Так же разнообразны и конструктивные схемы ВСУ. Во-первых, они определены их целевым назначением. ВСУ используется в качестве турбокомпрессорного стартера, генератора сжатого воздуха или турбогенераторной установки. В последнее время (особенно при большом числе двигателей) на самолетах используются многоцелевые ВСУ, обеспечивающие не только запуск основных двигателей, но и кондиционирование пассажирских кабин на стоянке, питание электросистем воздушного судна как на земле, так и в полете, а иногда и некоторые другие функции.
Характерные особенности силовых схем ВСУ рассмотрим на примере схемы, представленной на рис. 2.8.
Рис. 2.8. Вспомогательная силовая установка:
/ — кольцевая противоточная камера сгорания; 2 — центростремительная турбина; 3 — центробежный компрессор; 4 — редуктор
ГТД имеет центробежный компрессор, центростремительную газовую турбину и противоточную камеру сгорания. Выходное устройство выполняет роль простейшего теплообменника. Роторы турбины и компрессора соединены валом-рессорой и расположены в жестком кольцевом корпусе, образующем силовой каркас ГТД. В ВСУ предусмотрены отбор сжатого воздуха из полости между компрессором и камерой сгорания (для запуска маршевых ГТД и кондиционирования) и отбор мощности на генератор, обеспечивающий питание электросистемы самолета.
2.2. УСИЛИЯ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ОСНОВНЫЕ УЗЛЫ ДВИГАТЕЛЕЙ
На узлы ГТД действуют различные нагрузки, обусловленные как работой самого двигателя, так и эволюциями воздушного судна. По физической природе различают газовые и инерционные нагрузки, а также усилия, обусловленные возникновением температурных деформаций и наличием механического взаимодействия элементов (к последним относятся силы трения и контактные усилия в подшипниках, зубчатых передачах, шлицевых соединениях и других элементах).
36
Нагрузки, уравновешивающиеся в пределах конструкции двигателя называют внутренними; нагрузки, передаваемые на узлы подвески к воздушному судну — свободными.
По направлению действия различают силы: осевые (направлены по оси двигателя или параллельно ей); радиальные (нормальны к оси двигателя); окружные (действуют в плоскости вращения).
Указанные усилия вызывают появление крутящих и изгибающих моментов в различных плоскостях. Нагрузки, не зависящие от времени, носят название статических. Если величина, направление или точка приложения силы меняется, то она обычно называется динамической.
Действующие нагрузки приводят к появлению в деталях ГТД деформаций растяжения (сжатия), изгиба и кручения (которые обуславливают возникновение соответствующих напряжений), а также напряжений среза и смятия.
Газовые нагрузки
Возникновение газовых нагрузок связано с работой ГТД как тепловой машины. Они проявляются в результате действия газового потока на все элементы двигателя. Особый интерес представляет формирование усилий в проточной части ГТД.
Формирование тяги двигателя. Уравнение количества движения в проекции на ось двигателя позволяет определить осевую составляющую силы Ра, действующей на участок проточной части (рис. 2.9 ) со стороны газрвого потока:
^г(^2й—Ga)+P2^2o P\F\a> (21)
где GT — расход газа, кг/с; С,а, С2а проекции на ось «а» скоростей газа в сечениях 1 — 1 (С1о) и 2—2 (С2„), м/с; р,, р2— давление газа в указанных сечениях, Па; Flo, F2a— проекции площадей указанных сечений на плоскость, перпендикулярную оси «а», м2. Здесь Gr(C2a— С1а)—реактивная, a (p2F2a— PiFia) — активная составляющие осевой газовой силы.
В соответствии с выражением (2.1) могут быть определены осевые силы, действующие на все элементы двигателя. Рассмотрим данную задачу на примере схемы дозвукового ТРД, представленной на рис. 2.10, а.
На входное устройство (сюда включены и элементы переднего корпуса компрессора) действует осевая сила (за положительное принято направление силы тяги):
Pbx=Gb (Сво —Сна) -\-ръ~^Р>ъ—^вт.в)Т"
+ Ра^(ДвТ.в-^)-Рн^-П2, (2.2)
где GB — расход воздуха, а индексами здесь и далее обозначены скорости С, давления р и диаметры D, d в соответствующих сечениях или полостях.
37
Осевая сила, действующая на элементы проточной части компрессора между сечениями В и К, равна:
Рт = GB(CKa - Сва) + pK^D2K - DLk) -
п JL(d2 — D2 1
— тЛивЛ
(2-3) .
Сила Рт воспринимается как корпусом, так и ротором компрессора. Кроме того, на ротор действуют давления в полостях А и Б, а на корпус — давление рпк в подкапотном пространстве, создающее дополнительные нагрузки. Для расчетов на прочность необходимо знать силы, действующие на ротор Ррк и корпус Ркк компрессора.
а
Рис. 2.9. Определение осевой составляющей газовой силы
Точный подсчет усилий требует определения осевых сил в каждой ступени и затем их суммирования отдельно на статорных и роторных элементах. Учитывая, что осевая скорость потока меняется по длине компрессора монотонно, можно считать, что реактивная составляющая силы Рпч делится практически поровну между элементами проточной части, относящимися к ротору и статору. Доля активной составляющей, приходящейся на ротор, может быть приближенно найдена через значение средней реактивности р ступеней компрессора. Из вышесказанного следует, что осевое усилие, действующее на элементы проточной части ротора компрессора, можно найти как
Ртр = ~2^Ска—Сво) +Рв{[б(Лк— 1)+ ^вт.Л')
--14DJ-DL,)}
(2.4)
38
(здесь лк=рА/рв), а на весь ротор компрессора
PfK=Ртр + Рб-^Ч^б — db) ~ Pk-^D2x — ^а)
На статор компрессора действует сила
(2.5)
(2.6)
Рис. 2.10. Баланс нагрузок в ТРД:
Р — схема ТРД; б — эпюра осевых сил на роторе; в — формирование тяги; г — эпюры крутящих моментов
Усилие, приложенное к узлу камеры сгорания (включая корпусы опор, присоединенные к корпусу камеры сгорания), опреде-. лится выражением:
Р*с—GrCra— G вСка-|- pr-^-(Dp — £>вт.г) — Рк~^~(Вк Рвт.к)~\~
+ Ре-^Ч^вт.г ~ ^е) — Рб-^Ч^вт.к — <^б) — Рпк-^Ч^г Dk)- (2-7)
39
Осевые силы, действующие на ротор Ррт и статор Ркт турбины, айдем суммированием усилий в каждой ступени. В этом случае
=c,[(cv - с,„) +(С„- с,)]+pTi^d;2 - 4)+DJ-~Р<7<Л - - 4)-pT^Dl -4). (2.8)
₽.,= C,[(C,,.- C,.) + (c^ - r-')] +/>,,v("’1 - D-4 ) +
+ P-.t(D1 -D’^-P^D’r-D’^-P,,^.
£)?). (2-9)
Осевая сила, действующая на реактивное сопло:
Рс= Gr(Cco - Сто) + pc^-Dl-p^D^-p^Dl - £>2т) (2.10)
Процесс формирования тяги отличается рядом особенностей. Рассмотрим первоначально баланс осевых сил на роторе турбокомпрессора (см. рис. 2.10, б); при этом положительные усилия при построении эпюр будем направлять вверх. Осевые усилия, возникающие на роторе компрессора Ррк и турбины Ррт направлены в противоположные стороны. Поскольку роторы компрессора и турбины обычно соединены в осевом направлении, то на упорный (шариковый) подшипник ротора действует осевое усилие Рпо = Ррк —Ррт.
Для уменьшения этого усилия используют разгрузочные полости: при этом в передней разгрузочной полости (А) поддерживается повышенное, а в задней (Б)—пониженное давление. Последнее в ТРДД обычно практически равно давлению в наружном контуре.
Формирование осевой силы на статоре зависит от расположения основных узлов подвески. Равнодействующая осевых газовых усилий, приложенных ко всем элементам двигателя, представляет собой силу тяги R. Представление о примерном соотношении между усилиями, действующими на отдельные узлы, дает эпюра, представленная на рис. 2.10, в.
Формирование силы тяги в ТВД отличается тем, что она в основном определяется силой тяги воздушного винта, ротор которого не связан в осевом отношении с ротором турбокомпрессора и имеет свой упорный подшипник. Кроме того, основные узлы подвески в ТВД обычно расположены на лобовом картере.
Радиальные газовые нагрузки обусловлены избыточным давлением, которое вызывает в деталях возникновение напряжений растяжения (сжатия) и изгиба. Кроме того, этот вид нагрузки может привести к потере устойчивости тонкостенных деталей. Радиальные газовые нагрузки самоуравновешиваются, т. е. являются внутренними, и на узлы подвески не передаются.
40
Баланс крутящих моментов. Окружные газовые силы вызывают появление крутящих моментов. Они возникают вследствие изменения окружной составляющей скорости АС„ в каналах как между рабочими лопатками компрессора и турбины, так и между лопатками направляющих, спрямляющих и сопловых аппаратов и могут быть найдены из уравнения момента количества движения.
При рассмотрении баланса крутящих моментов примем за положительное направление действия момента в сторону вращения ротора и при построении эпюр будем откладывать его вектор вверх.
Крутящий момент Л4рт на роторе турбины (рис. 2.10, г) равен сумме моментов рабочих колес и имеет положительное направление. Момент сопротивления Мрк ротора компрессора равен соответственно сумме моментов сопротивления рабочих колес и имеет отрицательное направление. В ТРД эти моменты по абсолютной величине практически одинаковы, т.е. Л1рт~ | Л1рк|, так как отбор мощности на привод агрегатов не превышает (0,1...0,6) % от мощности, развиваемой турбиной.
Поскольку вход и выход воздуха в компрессоре близок к осевому, то крутящий момент Л4КК, действующий на статор компрессора, можно считать равным по абсолютной величине моменту 7Ирк и направленным в противоположную сторону; т. е. Мкк= — Мрк. То же самое верно и для турбины, если отнести к моменту Л1кт крутящий момент, возникающий при раскрутке газового потока стойками выходного устройства, т.е. Мп=—Мрт. Таким образом, для ТРД Мкг = — Мкт. Поскольку крутящие моменты на корпусе ТРД уравновешены, то на узлы подвески самолета они не должны были бы передаваться (реактивный момент Л1й=0). В действительности, так как подвеска ТРД (как и большинства ГТД) к воздушному судну осуществляется в двух плоскостях, подмоторная рама или соответствующие детали конструкции самолета образуют вместе с корпусом ГТД статически неопределимую систему. В этом случае элементы подвески двигателя нагружаются крутящими моментами в соответствии с соотношением их жесткостей и жесткости корпуса двигателя.
Баланс моментов в ТВД (рис. 2.11) имеет свои особенности, связанные с наличием момента сопротивления воздушного винта Мв. В этом случае крутящие моменты на роторе турбокомпрессора не уравновешиваются и часть момента, развиваемого турбиной, подводится к редуктору. Уравнение баланса моментов на роторе турбокомпрессора имеет вид:
Л1р=Л1рт —Мрк, где Мр — крутящий момент, потребляемый редуктором (рис. 2.11, б).
41
Крутящий момент, подведенный к редуктору, увеличивается им в i раз, где i — отношение частоты вращения ротора турбокомпрессора к частоте вращения воздушного винта (передаточное число редуктора винта), т. е.
В соответствии с этим выражением к корпусу редуктора независимо от схемы редуктора (см. рис. 2.11, в) будет приложен крутящий момент Л1кр, равный:
MKp=MK-Mp=(i-l)Mp
(если направления вращения ротора турбокомпрессора и вин1а совпадают) и направленный против вращения винта.
Рис. 2.11. Баланс крутящих моментов в ТВД:
а — Схема ТВД; б — эпюра крутящих моментов на роторе; ,е — эпюра крутящих моментов на корпусе
При, наличии соосных винтов, вращающихся в противоположные стороны с одинаковыми частотами, величины момен
42
тов, потребляемых передним (Л1ПВ) и задним (Л4ЗВ) винтами, могут быть найдены из системы уравнений
Mm-M3B=Mf, 1 Мпв+Л4зв=/Л1р, J
откуда Л4пв=-^±1мр; Мзв==~-Мр.
Таким образом, в этом случае момент, потребляемый передним винтом, всегда больше момента, потребляемого задним винтом, в i-|- 1//—1 раз. Особенностью данной схемы является то, что Мкр=0 и, следовательно, здесь может быть применен дифференциальный редуктор без неподвижных звеньев (отметим еще раз, что указанные выводы справедливы лишь при равенстве частот противоположно вращающихся винтов).
Эпюра крутящих моментов на корпусе ТВД с одиночным винтом представлена на рис. 2.11, в (при условии, что крутящий момент полностью снимается с двигателя узлами, расположенными на лобовом картере). Для данного двигателя к узлам его подвески приложен крутящий момент MR, равный по величине Мв и направленный в сторону, противоположную вращению винта.
Двухвинтовая схема при указанных выше условиях существенно снижает величину MR — по абсолютной величине он оказывается равным моменту Мр, подводимому к редуктору.
Формирование тяги и баланс моментов в ТРДД не имеет принципиальных отличий от рассмотренных выше особенностей, характерных для ТРД и ТВД.
Инерционные нагрузки
Данный вид нагрузок обусловлен тем, что каждый элемент ГТД обладает массой и массовым моментом инерции. Изменение величины и направления скорости движения приводит к возникновению инерционных сил и моментов.
К инерционным нагрузкам относится сила тяжести; ее направление определяется положением воздушного судна относительно Земли. При эволюциях самолета в воздухе, его разгоне и торможении, взлете и посадке возникают инерционные силы, имеющие в общем случае осевую и поперечные составляющие в двух плоскостях. Эти силы направлены в сторону, противоположную соответствующей составляющей ускорения.
Инерционные силы Pj определяются как
Р = — mj=mgn3,
где т — масса рассматриваемого узла; j — ускорение; g — ускорение свободного падения; п3 — расчетный коэффициент эксплуатационной перегрузки (п^,ах=2,5...5,0).
43
Инерционные силы приводят к возникновению изгибающих моментов. Так, например, сила тяжести вызывает появление изгибающих моментов в роторах и корпусах в вертикальной полости.
При выполнении воздушным судном эволюций в воздухе, кроме инерционных сил, возникает гироскопический момент
Afr=/p(Dfisin6,
где /р — массовый полярный момент инерции ротора, вращающегося с угловой скоростью (о, кгм2; Й — угловая скорость вращения самолета, рад/с; 0 — угол между векторами угловых скоростей (О и й.
Гироскопический момент действует на ротор так, что стремится кратчайшим путем совместить вектор ш с вектором й. При выходе, например, самолета из планирования (рис. 2.12, а) момент Мг действует в горизонтальной плоскости; при вираже (см. рис. 2.12, б) —в вертикальной плоскости. В ТВД наибольших значений достигает гироскопический момент, создаваемый винтом, так как массовый полярный момент инерции последнего в 30... 100 раз превосходит момент инерции ротора турбокомпрессора, в то время как частота вращения винта меньше частоты вращения ротора турбокомпрессора примерно на порядок.
Рис. 2.12. Определение направления гироскопического момента: а — выход из планирования; б — вираж
Гироскопический момент вызывает изгиб ротора в соответствующей плоскости. При расчетах роторов иа прочность необходимо суммировать изгибающий момент, вызываемый инерционными силами, с гироскопическим моментом с учетом направления их действий.
Следующий вид инерционной нагрузки — центробежные силы Рц, возникающие во всех вращающихся деталях двигателя. Рабочая лопатка, например, при вращении развивает центробежную силу
Рц—ГПдГцЫ ,
44
где тп — масса лопатки; гц — расстояние от оси вращения до центра масс лопатки.
В случае идеально уравновешенного ротора центробежные силы, действующие на его элементы, являются внутренними. Однако из-за ограниченной точности балансировки роторов в производстве во вращающемся роторе возникают неуравновешенные силы Рп и моменты. Неуравновешенная сила Р„ = 6ш2, где 6 — дисбаланс ротора, равный 5...50 г-см после балансировки в заводских условиях. В процессе сборки двигателя и особенно в условиях эксплуатации величина последнего может значительно превысить указанное значение; в этом случае неуравновешенные центробежные силы могут превосходить силу тяжести. Наибольшую опасность представляет динамический характер неуравновешенных сил и моментов, так как их векторы вращаются с частотой вращения ротора.
Нагрузки, обусловленные температурными деформациями
Указанный вид нагрузок возникает из-за стеснения температурных деформаций. Наиболее распространенным является случай неравномерного нагрева. При этом менее нагретые части детали или узла препятствуют температурным деформациям более нагретых частей. Результатом является появление температурных растягивающих напряжений в менее нагретых и сжимающих — в более нагретых частях. Более подробно данный вопрос будет рассмотрен при анализе напряженного состояния лопаток и дисков.
Температурные напряжения могут возникнуть и при равномерном нагреве или охлаждении в тех случаях, когда не обеспечивается свобода температурных деформаций. Это приводит к появлению нагрузок, действующих на элементы, препятствующие температурным деформациям. Подобные же нагрузки возникают и в соединениях деталей, выполненных из материалов с различными коэффициентами температурного линейного расширения а.
Особенность температурных напряжений заключается в независимости их от площади поперечного сечения детали. Действительно, при нагреве, например, стержня (рис. 2.13) на величину АТ его свободное температурное удлинение AlT=la АТ, а относительная температурная деформация еТ=аАТ. Если стержень закрепить и нижней частью в абсолютно жестком корпусе, то его длина при нагреве останется неизменной, но в нем появятся температурные напряжения сжатия от= — Еет—— ЕаАТ (здесь Е — модуль упругости материала стержня), не зависящие от площади поперечного сечения стержня F. Величина же усилия PT=uTF, действующего со стороны корпуса на стержень и со стороны стержня на корпус, увеличивается с ростом F.
45
Рис. 2.13. Схема возникновения температурных напряжений
Динамические нагрузки
Рассмотренные выше газовые нагрузки и усилия, обусловленные температурными деформациями, практически неизменны по величине и направлению при работе двигателя на установившихся режимах. Особенностью же инерционных нагрузок является их зависимость от ускорения. Возникающие, например, при эволюциях воздушного судна инерционные силы и моменты существуют в течении ограниченного времени (времени взлета, посадки и т. д.) и, следовательно, являются нестационарными. Особое место занимают силы, возникающие при вращении ротора двигателя. Центробежные силы, приложенные, например, к рабочей лопатке или диску по отношению к этим элементам являются стационарными при работе двигателя на установившемся режиме. Векторы же неуравновешенных центробежных сил и моментов в первом приближении можно считать неизменными по модулю, но их направление меняется с частотой вращения ротора; поэтому по отношению к опорам и корпусу двигателя они являются динамическими. Эти силы и моменты, как указывалось выше, вызывают вибрацию двигателя.
К динамическим нагрузкам, кроме неуравновешенных центробежных сил и моментов, относятся также переменные силы, возникающие при работе любой лопаточной машины. Действительно, конечное число лопаток вызывает пульсацию давления и скорости, приводящие к возникновению переменных аэро- и газодинамических сил, возбуждающих колебания лопаток, дисков, других элементов и всего двигателя в целом. Очевидно, что причиной возбуждения колебаний будет любая окружная и радиальная неравномерность газового потока. В камере сгорания она может возникнуть из-за особенностей процесса горения (например, конечного числа зон горения или особенностей процесса смешения продуктов сгорания и смесительного воздуха), в компрессоре — из-за отбора воздуха при работе противопом-
46
пажных систем перепуска и местном отборе воздуха на нужды самолета и двигателя, во входном устройстве — из-за косого обдува, действия бокового ветра и т. д. Более подробно вопросы возникновения динамических сил будут рассмотрены ниже в главах, посвященных колебаниям ГТД.
Нестационарными являются нагрузки на переходных режимах работы двигателя: при запуске, приемистости, сбросе газа, выключении и т. д. Изменение во времени газовых сил обычно не приводит к опасным последствиям за исключением редких случаев (например, при запуске возможно смятие центрального тела реактивного сопла из-за быстрого роста давления за турбиной; для исключения подобных случаев предусматриваются или суфлирование внутренней полости центрального тела с помощью достаточного числа отверстий или постановка специальных ребер жесткости).
Нестационарность температурных полей приводит к возникновению значительных температурных напряжений, определяющих ресурсные свойства конструкции. Так, например, перепад температур между кромкой лопатки и ее средней частью при запуске в 5... 10 раз больше перепада на установившихся режимах и возникающие при этом напряжения могут вызвать коробление лопаток. Термоциклические нагружения при последовательных запуске-выключении двигателя приводят к появлению термоусталостных трещин.
2.3. СИЛОВЫЕ СХЕМЫ РОТОРОВ И КОРПУСОВ ГТД.
УЗЛЫ КРЕПЛЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ К ВОЗДУШНОМУ СУДНУ
Силовые схемы роторов
В современных ГТД, как показано при анализе конструктивных схем, имеется от одного до трех механически не связанных между собой роторов. Роторы турбокомпрессоров состоят из рабочих колес компрессора и турбины, соединенных валом; роторы свободных турбин включают систему валов, соединяющих турбины с ходовой частью редуктора. В зависимости от компоновки ГТД применяются схемы с коаксиальными валами или раздельным расположением соединительных валов.
В силовой схеме ротора анализируются количество и место расположения опор, а также способы его осевой фиксации в зависимости от силовой связи роторов компрессора и турбины. Число опор и их расположение определяются массой и изгибной жесткостью ротора и должны обеспечить минимальные радиальные зазоры между ротором и корпусом на всех рабочих режимах, исключить задевание ротора о корпус, снизить уровень вибрации, генерируемой вращающимся ротором. Указанные требования необходимо реализовать при минимальном числе опор, поскольку увеличение их числа существенно усложняет конструкцию ГТД.
47
Силовая связь между роторами компрессора и турбины должна обеспечивать надежную и, по возможности, простую передачу действующих нагрузок: крутящего момента, а в случае необходимости — радиальных и осевых сил.
Общей особенностью силовых схем роторов является то, что осевая фиксация в корпусе каждого ротора осуществляется с помощью одного радиально-упорного подшипника (если роторы компрессора и турбины имеют осевую связь, то используют один радиально-упорный подшипник для обоих роторов). На остальных опорах устанавливаются радиально-опорные подшипники, обеспечивающие возможность осевого перемещения ротора относительно статора. Такая схема исключает стеснение температурных и силовых деформаций при запуске двигателя и изменении режима его работы. Местоположение радиально-упорного подшипника выбирают обычно таким образом, чтобы обеспечить его надежное охлаждение и уменьшить, если это возможно, изменение осевых зазоров в турбине. Другая особенность заключается в том, что в опорах применяют обычно подшипники качения.
В зависимости от числа опор различают двух-, трех- и четырехопорные роторы.
Двухопорные роторы (рис. 2.14) применяют обычно в'качестве роторов ВД подъемных двигателей, ВСУ и других случаях, когда число ступеней у турбины и компрессора, а также расстояние между ними невелики (см. также конструктивные схемы ГТД на рис. 2.2 и 2.3).
Рис. 2.14. Схема двухопорных роторов с передним (а) и задним (б, в) расположением подшипника турбины
Роторы турбины и компрессора соединяются в двухопорной схеме жестко. Во всех схемах радиально-упорный подшипник расположен в передней части ротора, т. е. в зоне более низких температур, что обеспечивает лучшие условия работы подшипника. В качестве второй опоры используют обычно роликовый подшипник (иногда шариковый подшипник с наружной обоймой, не закрепленной относительно корпуса в осевом направлении). Вторая опора расположена перед (см. рис. 2.14, а) или за тур
48
биной (см. рис. 2.14, б). В первом случае изгибная жесткость ротора ограничена, так как минимальный диаметр соединительного вала определен размерами подшипника; возникают дополнительные трудности в организации силовой связи подшипника с наружным корпусом; усложняется разборка ГТД, но расстояние между опорами меньше, чем во втором случае. При расположении второй опоры за турбиной роторы соединяются валом большого диаметра (что повышает изгибную жесткость ротора); район камеры сгорания освобожден от деталей опоры, что упрощает компоновку двигателя. Для уменьшения расстояния между опорами в этой схеме передний подшипник смешают иногда в сторону турбины.
В конструкции, представленной на рис. 2.3, двухопорные схемы применяются в роторах среднего давления и вентилятора, т. е. при достаточно большом расстоянии между турбиной и компрессором (вентилятором). Работоспособность такой конструкции достигается расположением подшипников практически в центрах масс соответствующих узлов, соединением роторов турбины и компрессора (вентилятора) гибкими валами, а также применением упругих опор с демпферами. Отличительной особенностью двухопорной схемы ротора вентилятора в данном случае является постановка ограничителя прогибов (см. рис. 2.14, в). При нормальных условиях работы в ограничителе имеется гарантированный радиальный зазор; при обрыве лопатки ограничитель работает как дополнительный подшипник скольжения.
Схема трехопорных роторов (рис. 2.15) получила более широкое распространение. В этом случае ротор компрессора установлен на два, а ротор турбины — на один подшипник (вторым своим концом он опирается на ротор компрессора). Соединение роторов турбины и компрессора осуществляется соединительной муфтой, обеспечивающей передачу крутящего момента, а также осевой и радиальной сил в условиях несоосности роторов. Подвижное соединение существенно упрощает технологию производства, так как отпадает необходимость в точном центрировании и совместной обработке посадочных поверхностей в корпусах под подшипники, обеспечивает возможность поузловой сборки и раздельной балансировки роторов копрессора и турбины.
Радиально-упорный подшипник в трехопорной схеме обычно располагается за компрессором (см. рис. 2.15 а). Это дает возможность уменьшить изменение осевых зазоров в турбине и снизить радиальную нагрузку на шариковый подшипник при консольном расположении дисков турбины. В то же время такое расположение радиально-упорного подшипника усложняет конструкцию ГТД и затрудняет его разборку. При стяжке ротора компрессора центральным болтом шариковый подшипник иногда располагают в передней части компрессора (см. рис. 2.15, б), куда передается осевая сила от ротора турбины. Это дает возможность несколько упростить разборку двигателя. Однако в
4 Зак. 4527
49
Рис. 2.15. Схемы трехопорных роторов с передним (а, б) и задним (в) расположением подшипника турбины
такой схеме необходимо предусматривать большие осевые зазоры в турбине.
Задняя опора ротора может располагаться как перед, так и за дисками турбины. В последнем случае из-за увеличения расстояния между средней и задней опорами изгибная жесткость ротора турбины снижается. Для ее повышения вал турбины выполняют коническим (см. рис. 2.15, в).
Четырехопорные роторы применяют при значительном расстоянии между роторами турбины и компрессора и большом числе их ступеней. Каждый ротор, т. е. как ротор турбины, так и ротор компрессора, располагают на двух опорах.
Осевая фиксация роторов может быть раздельной, т. е. радиально-упорные подшипники располагают на роторе турбины и на роторе компрессора. В этом случае соединение роторов обеспечивает передачу только крутящего момента. Подобная схема применяется редко, например в роторах ВСУ (см. рис. 2.8), так как в конструкциях ГТД большой тяги (мощности) практически невозможно обеспечить работоспособность шариковых подшипников из-за значительных уровней осевых нагрузок.
Более распространенной является схема с общим для роторов турбины и компрессора шариковым подшипником. Располагается он обычно за компрессором (рис. 2.16). Недостатком четырехопорного ротора является неравномерное распределение нагрузки между опорами.
50
Для уменьшения несоосности роторов и улучшения их динамических характеристик во всех схемах применяют упругие
Силовые схемы двух- и трехвальиых ГТД выполняют по рассмотренным выше схемам одновальных двигателей. Ротор ВД обычно двух- или трехопорный, ротор НД трех- или четырехопорный.
Особенностью многовальных ГТД является наличие межвальных подшипников, одна из обойм которых связана с одним, а другая — со вторым ротором. Межвальные подшипники располагаются обычно внутри вала турбины или ротора КВД. При их компоновке возникают значительные трудности, связанные с подводом масла и охлаждением.
Другая особенность расположения подшипников в двух- и трехвальных ГТД заключается в компоновке их таким образом, чтобы уменьшить число корпусов опор. Это упрощает конструкцию двигателя, уменьшая его массу и осевые габариты.
Силовые схемы корпусов
Силовая схема корпуса представляет собой систему связанных неподвижных узлов, которая воспринимает нагрузки, действующие в двигателе, и передает их равнодействующие через узлы подвески на воздушное судно. Силовой корпус двигателя состоит из нескольких корпусов опор (на которые передаются нагрузки от подшипников роторов), соединенных между собой корпусами компрессоров, камеры сгорания, турбины и наружного контура (в ТРДД). К нему присоединяются элементы входного и выходного устройств (если они не выполнены в виде отдельных узлов со своими элементами крепления к воздушному судну), а также коробки приводов и агрегаты.
Корпус двигателя должен обладать необходимой прочностью и жесткостью при минимальных габаритах и массе.
Классификацию силовых схем корпусов можно провести в зависимости от способов силовой .связи между турбиной и компрессором.
Схема с внутренней силовой связью (рис. 2.17, а) характеризуется тем, что соединение корпусов турбины и компрессора осуществляется с помощью внутренней стенки корпуса камеры сгорания. Такая схема обычно применяется при трубчатых ка
4*
51
мерах сгорания, что обеспечивает возможность их замены в процессе эксплуатации, а также удобный доступ к соединениям роторов турбины и компрессора. В связи с тем, что при исполь-
Рис. 2.17. Схемы силовых корпусов ГТД с внутренней связью (а), с внешней связью (6), с двойной незамкнутой связью (в), с двойной замкнутой связью (г):
1—передний корпус компрессора; 2— корпус направляющих аппаратов компрессора; 3— задний корпус компрессора; 4— внутренний корпус камеры сгорания; 5 — наружный корпус камеры сгорания; 6 — радиальные силовые элементы корпуса передней опоры турбины; 7 — корпус турбины; 8 — корпус задней опоры турбины
зовании такой схемы для обеспечения необходимой жесткости корпуса (из-за малых диаметров соединительных силовых элементов в районе камеры сгорания) необходимо утолщать их стенки и, следовательно, увеличивать массу корпуса, она применяется в настоящее время обычно только в ВСУ (см. рис. 2.8).
52
Схема с внешней силовой связью (см. рис. 2.17, б) отличается тем, что соединение корпусов компрессора и турбины осуществляется наружным корпусом камеры сгорания. Последний, благодаря большему диаметру, оказывается достаточно жестким при сравнительно малой массе и более простой конструкции.
Особенностью любой схемы двигателя является то, что силовые элементы, осуществляющие передачу нагрузок от подшипников ротора к наружным силовым элементам ГТД пересекают газовый поток. Особенно трудно выполнить силовую связь в горячей части двигателя, т. е. в районе соединения корпусов камеры сгорания и турбины. Поэтому схема с внешней силовой связью предпочтительна при расположении задней опоры ротора за турбиной.
Схема с двойной незамкнутой силовой связью (см. рис. 2.17, в) отличается тем, что соединение корпусов турбины и компрессора, как и в предыдущей схеме, осуществляется наружным корпусом камеры сгорания, но в силовую схему включен и внутренний ее корпус, обеспечивающий передачу нагрузок от опоры, расположенной перед дисками турбины, к радиальным силовым элементам в передней части камеры сгорания или к заднему корпусу компрессора. Часто этот внутренний силовой элемент выполняется в виде конической кольцевой балки (см. рис. 2.5).
Таким образом, в данной схеме отсутствуют силовые элементы, пересекающие газовый поток перед турбиной двигателя. Такая схема применяется преимущественно в двигателях с кольцевой камерой сгорания.
Схема с двойной замкнутой силовой связью (рис. 2.17, г) отличается наиболее полным использованием несущей способности корпусов камеры сгорания, так как корпусы турбины и компрессора соединены как внутренним, так и наружным корпусами камеры сгорания. В районе камеры сгорания образуется мощная пространственная кольцевая силовая рама, обладающая высокой жесткостью и прочностью. Схема широко применяется в различных типах ГТД (см., например, рис. 2.1).
Силовые схемы ТРДД имеют ряд особенностей, связанных с вариантами компоновки вентилятора и возможностью использования несущей способностью корпусов, образующих наружный контур. В схеме двухвального ТРДД, представленной на рис. 2.1, внутренняя часть корпуса двигателя выполнена по рассмотренной выше силовой схеме с двойной замкнутой силовой связью. Она включает корпус КВД, наружный и внутренний корпусы камеры сгорания, корпус турбины и корпус задней опоры. Внутренний и наружный корпусы камеры сгорания соединены силовыми связями в ее передней и задней части. Наружную часть силовой схемы составляют корпус передней опоры, корпус направляющих аппаратов КНД, переходный корпус и корпусы, образующие наружный контур. Обе части соединены между собой силовыми стойками в районе камеры сгорания. Кро
53
ме того, корпус КВД опирается на переходный корпус (здесь передаются только радиальные нагрузки — осевая связь между корпусами отсутствует). Таким образом, в конструкции корпуса ГТД имеются три силовых контура: внутренний (внутренний кор пус камеры сгорания), средний, включающий корпусы КВД и турбины и наружый корпус камеры сгорания, и внешний, образованный корпусом КНД и оболочками наружного контура ТРДД. Все три соединены между собой радиальными силовыми связями.
Основу схемы силового корпуса трехвального ТРДД (см. рис. 2.3) составляет переходный корпус. Спереди к его наружному фланцу крепится корпус вентилятора, а к внутреннему — корпус передних опор с корпусом КСД. Сзади к переходному корпусу присоединяются корпусы КВД, камеры сгорания и турбины.
Корпусы опор. Соединение внутренней, средней и внешней частей силовой схемы осуществляется, как уже указывалось выше, с помощью радиальных силовых элементов, пересекающих проточную часть ГТД. Они являются, как правило, частью корпусов опор, которые представляют собой кольцевые силовые рамы, расположенные в плоскостях подшипников ротора двигателя и узлов подвески (или вблизи них). Силовая рама состоит из внутреннего и наружного колец, соединенных радиальными силовыми элементами; она обладает повышенной несущей способностью и практически равномерной жесткостью по окружности.
Роль силовых элементов в корпусах передних опор компрессоров выполняют стойки или лопатки входного направляющего аппарата (см. рис. 2.1). Использование в качестве силовых элементов лопаток входного направляющего аппарата позволяет уменьшить осевые габариты и массу двигателя, а также снизить гидравлические потери; в этом случае передний корпус представляет отдельный от остальных частей статора компрессора узел. В тех случаях, когда передний или переходный корпус используется для размещения зубчатых передач, предназначенных для привода агрегатов от валов ГТД, он выполняется обычно литым с силовыми стойками (см. рис. 2.1). В остальных случаях применяется сварная или разборная конструкция.
Корпусы опор в районе соединения корпусов компрессора и камеры сгорания также имеют в качестве радиальных силовых элементов лопатки направляющего аппарата или стойки. При использовании силовых лопаток последнего направляющего аппарата компрессора (см. рис. 2.1) он выполняется также в виде отдельного от остального корпуса компрессора узла (заднего корпуса компрессора). Силовые стойки включаются обычно в конструкцию корпуса камеры сгорания, который выполняется в этом случае сварным (см. рис. 2.5).
Наиболее сложно осуществить связь между силовыми контурами в горячей части двигателя, поскольку в этих случаях необходимо обеспечить эффективное охлаждение радиальных сило
54
вых элементов. Использование трубчато-кольцевой камеры сгорания позволяет выполнить соединение с помощью стоек, расположенных между жаровыми трубами (см. рис. 2.1). Их Охлаждение осуществляется смесительным воздухом камеры сгорания. При наличии корпуса опор за турбиной силовые стойки защищают специальными обтекателями: во внутреннюю полость стойки, а также в пространство между стойкой и обтекателем подводят охлаждающий воздух (в ТРДД для этой цели обычно используется воздух из наружного контура).
При кольцевой камере сгорания, а также при расположении корпуса опор между турбинами различных каскадов (см. рис. 2.3) радиальные силовые элементы выполняют в виде шпилек, болтов или стержней и размещают внутри охлаждаемых сопловых лопаток. Следует иметь в виду, что подобная конструкция приводит к увеличению относительной толщины профиля лопатки и снижает КПД турбины.
Корпусы опор, воспринимающие значительные осевые нагрузки (например, при передаче осевых усилий с шарикового подшипника ротора), имеют иногда конструктивные элементы, выполненные в виде силового треугольника в продольном разрезе, что обеспечивает увеличение жесткости корпуса в осевом направлении. Другим вариантом повышения осевой жесткости конструкции является, как указывалось выше, применение схемы с двойной замкнутой силовой связью.
Подвеска двигателя к воздушному судну
Подвеска двигателя осуществляется с помощью специальных узлов, монтируемых на корпусе двигателя, и подмоторных рам, относящихся к конструкции воздушного судна. Узлы крепления двигателя нагружаются силой тяги, силами инерции и другими свободными силами и моментами. В ТВД к ним относятся прежде всего моменты, обусловленные реакцией воздушного винта.
Двигатель крепится к воздушному судну, как правило, в двух плоскостях. Плоскость, в которой осуществляется передача силы тяги, носит название основной. Вторая плоскость подвески соответственно называется дополнительной или вспомогательной. В обеих плоскостях крепления необходимо обеспечить свободные температурные расширения корпуса ГТД в радиальном направлении, а во вспомогательной плоскости — дополнительно и в осевом направлении.
Основная плоскость подвески обычно располагается возможно ближе к центру масс двигателя, дополнительная — как можно дальше от первой. Такое размещение плоскостей подвески позволяет получить меньшие величины реакций в узлах крепления от инерционных сил и моментов. Желательно также, чтобы расположение узлов подвески вызывало минимальное влияние деформаций корпуса на радиальные зазоры в компрессоре и тур
55
бине. В связи с этим они размещаются на корпусах двигателя, выполненных в виде кольцевых силовых рам.
В ТРД и ТРДД малой и средней степени двухконтурности выполнение этих требований наиболее полно достигается при расположении основной плоскости крепления в районе соединения корпусов компрессора и камеры сгорания, а дополнительной — в плоскости переднего корпуса компрессора или задней опоры турбины. В ТВД основные узлы подвески, как правило, монтируют на лобовом картере. С учетом массы воздушного винта эта плоскость близка к центру масс, кроме того, такое расположение узлов крепления дает возможность разгрузить корпус двигателя от действия силы тяги и реактивного момента винта. Дополнительные узлы подвески располагаются в этом случае в месте соединения корпусов камеры сгорания и компрессора.
В ТРДД большой степени двухконтурности в наружном контуре может создаваться большая часть тяги; кроме того, наибольшей жесткостью в такой конструкции обладает переходный корпус. Поэтому плоскость основных узлов подвески совмещается с плоскостью последнего, а дополнительные узлы подвески связаны в этой схеме обычно с корпусом задней опоры двигателя.
В двигателях большой длины (например, в ТРДФ), применяется и третья дополнительная плоскость подвески, располагаемая в задней части ФК- Как и в любой дополнительной плоскости крепления, в ней обеспечивается свободное температурное расширение корпуса двигателя относительно самолета как в осевом, так и радиальном направлениях.
Число узлов крепления выбирают минимально необходимым. При их размещении стремятся обеспечить свободный доступ к ним для облегчения монтажа и демонтажа двигателя при замене. В ряде случаев предусматривают несколько вариантов крепления двигателя, что расширяет возможность его использования на различных самолетах (универсальная подвеска). Соединение узлов подвески с силовой конструкцией воздушного судна осуществляется обычно с помощью шарниров, обеспечивающих свободные температурные расширения корпуса двигателя и исключающих его нагружение при деформациях самолета. В конструкции узлов подвески часто предусматривают амортизирующие устройства, обеспечивающие виброизоляцию ГТД.
Кроме узлов крепления двигателя к воздушному судну на силовых корпусах предусматриваются также транспортировочные узлы и такелажные кронштейны для съема и установки ГТД.
56
Глава 3. КОМПРЕССОРЫ
Компрессор, являясь одним из основных узлов ГТД, во многом определяет конструктивное совершенство двигателя в целом, его экономичность и надежность.
Компрессор должен обеспечивать заданные значения степени повышения давления л^ и расхода воздуха GB при высоком КПД, достаточных запасах газодинамической устойчивости, малых габаритах и массе конструкции, высокой безотказности в пределах ресурса. Конструкция компрессора современных ГТД должна быть блочной (модульной) и обеспечивать его контролепригодность в эксплуатации.
Как известно из теории авиационных двигателей [31], по направлению движения воздуха в проточной части компрессоры делятся на центробежные, осевые и диагональные. Применяют также комбинированные схемы компрессоров, например, осецентробежные, диагонально-осевые и др.
3.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ КОМПОНОВКИ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Конструктивные компоновки компрессоров зависят от типа ГТД, потребной степени повышения давления, степени двухкон-турности и других параметров. Они характеризуются числом роторов и ступеней, формой проточной части, числом и расположением опор, конструктивными типами роторов и статоров.
Для ТРД и ТВД малых тяг и мощностей, имеющих низкие параметры рабочего процесса (л^—6...8, Т*г— 1150... 1250 К), применяют однокаскадные компрессоры (рис. 3.1, а), в которых число ступеней не превышает 8... 10. Роторы таких компрессоров обычно выполняют по двухопорной схеме. Проточную часть используют с постоянным наружным диаметром, при котором корпус имеет простую в изготовлении цилиндрическую форму, а последние ступени, благодаря возрастанию среднего -диаметра, обладают достаточно высокой напорностью.
В ГТД с умеренными (л^=10...15, Т*г—1250... 1350 К) и относительно высокими (л^=15...25, 7^= 1450... 1550 К) параметрами рабочего процесса применяют двухкаскадные компрессоры с независимыми приводами от отдельных турбин, обладающие повышенными по сравнению с однокаскадными схемами запасами газодинамической устойчивости. В указанных типах ГТД КНД имеют от четырех до шести ступеней, а число ступеней КВД достигает 6...8 и более.
Основное применение двухкаскадные компрессоры получили в ТРДД (см. рис. 3.1, б, в). Для ТРДД с умеренной степенью двухконтурности (т=1...3) число ступеней КНД находится в пределах 3...5, а в КВД может достигать 10... 14 и более в зависимости от величины л^. В рассматриваемых ТРДД вентилятор
57
a
г
Рис. 3.1. Конструктивные компоновки осевых компрессоров:
а — одновального ТВД; б, в — двухвальных ТРДД; г трехвального ТРДД; 1—корпус передней опоры (лобовой картер); 2—ротор; 3—корпус направляющих аппаратов; 4 — корпус задней опоры; 5 — ВНА; 6 — вентилятор; 7—подпорные ступени КНД; 8'—переходный корпус; 9—КВД; 10—КНД (вентилятор); 11 рабочее колесо вентилятора; 12— панель шумоглушения;
13 — спрямляющий аппарат вентилятора; 14 — КСД
58
и КНД нередко выполняют с одинаковым числом ступеней (см. рис. 3.1, в) или снабжают КНД дополнительными (подпорными) ступенями (см. рис. 3.1, б), компенсирующими во. внутреннем контуре недостаточный напор корневых частей рабочих лопаток вентиляторных ступеней. Характерным элементом конструкции двухкаскадных компрессоров ТРДД является переходный корпус 8, располагаемый за вентилятором и КНД, который направляет поток воздуха во внутренний и наружный контуры, одновременно выполняя роль корпуса задней опоры КНД и передней опоры КВД.
Трехкаскадные компрессоры (см. рис. 3.1, г) используют в ТРДД с большой степенью двухконтурности (т=4...8) при л^=20...30 и выше. Вентиляторы таких ТРДД обычно выполняют одноступенчатыми сверхзвуковыми со степенью повышения давления Лв=1,4...1,6 (до 1,8). Компрессоры среднего давления (КСД) и КВД применяют с числом ступеней 6...8. Подшипники роторов вентилятора, КСД и КВД размещают в их средней части по одному на каждый ротор, выполняя корпусы опор по консольным схемам. Это позволяет существенно уменьшить осевые габариты компрессора (и его массу), что нетрудно заметить, сравнивая компоновку компрессора, приведенную на рис. 3.1, г, с другими компоновками.
Для высоконапорных компрессоров ТРДД проточную часть КВД наиболее часто профилируют с постоянным наружным диаметром (см. рис. 3.1, в, г), величину которого стремятся уменьшить до предельно возможных значений. Это приводит к необходимости использования криволинейного канала подвода воздуха в КВД, имеющего повышенные потери полного давления. Однако при такой компоновке лопатки последних ступеней КВД за счет малого наружного диаметра получаются не слишком короткими и сохраняют достаточную напорность из-за увеличения окружной скорости, обусловленного возрастанием среднего диаметра. Достигаемое при этом уменьшение относительных радиальных зазоров в проточной части способствует сохранению приемлемого КПД компрессора, что в некоторой степени компенсирует потери кинетической энергии воздуха во входном канале. Кроме того, уменьшение наружного диаметра КВД существенно снижает массу его конструкции.
Проточные части вентиляторов ТРДД выполняют по различным схемам (см. рис. 3.1). Однако предпочтительными для них следует признать схемы с постоянным внутренним или постоянным средним диаметрами, при которых появляется возможность несколько уменьшить наружный диаметр массивного переходного корпуса и разместить на нем коробки приводов с агрегатами при менее существенном увеличении миделя.
Для КНД и КСД целесообразно применять проточную часть с постоянным внутренним диаметром, что позволит уменьшить
59
кривизну канала подвода воздуха в КВД. Обычно для КСД трехвальных ТРДД (см. рис. 3.1, г) используют комбинированную схему проточной части: в первых ступенях с постоянным средним диаметром, а в последних — с постоянным внутренним.
3.2. РОТОРЫ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Ротор — это вращающаяся часть компрессора. Он включает в себя следующие элементы: рабочие лопатки; диски (или барабан), на которых закреплены рабочие лопатки; вал или цапфы, с помощью которых ротор опирается через подшипники на силовой корпус двигателя; элементы крепления дисков между собой и дисков с валом или цапфами.
3.2.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ ТИПЫ РОТОРОВ
В настоящее время различают три конструктивных типа роторов: барабанные, дисковые и смешанные (барабанно-дисковые). Простейшие схемы указанных типов роторов приведены на рис. 3.2.
Барабанный ротор (см. рис. 3.2, а) имеет барабан 2, на наружной поверхности которого закреплены рабочие лопатки. С барабаном соединены передняя 1 и задняя 3 цапфы, используемые для фиксации ротора в корпусе с помощью установленных на них подшипников опор.
Рис. 3.2. Типы роторов осевых компрессоров:
а — барабанный; б — дисковый; в — барабанно-дисковый; 1, 3 — передняя и задняя цапфы; 2 — барабан; 4 — диски; 5 — вал; 6 — барабанный участок ротора
Барабан представляет собой цилиндрическую или коническую тонкостенную оболочку, имеющую обычно в зонах размещения рабочих лопаток внутренние кольцевые ребра жесткости (рис. 3.3, а). На наружной поверхности барабана в плоскостях крепления лопаток выполняют обычно кольцевые выступы (ободы) с пазами профиля «ласточкин хвост» и окнами для последовательного монтажа лопаток. Ободы барабана совместно с ребрами жесткости существенно повышают прочность барабана на разрыв от центробежных сил и радиальную жесткость.
Следует отметить, что иа барабане можно выполнить и продольные пазы для крепления рабочих лопаток. Однако такие пазы будут снижать его прочность за счет ослабления поперечных сечений и концентрации окружных напряжений.
В существующих конструкциях роторов барабанного типа в качестве передней и задней цапф обычно используют диски первой и последней ступеней (см. рис. 3.3, а), имеющие цилиндрические хвостовики, на которых установлены подшипники опор. Диски соединяют с барабаном призонными болтами 4, передающими крутящий момент и осевые усилия. (При передаче крутящего момента
60
призониые болты работают на срез и смятие, а при передаче осевого усилия — на растяжение). Взаимное центрирование дисков и барабана осуществляют с помощью плотной посадки барабана на цилиндрические бурты дисков и запрессовкой призонных болтов. Здесь следует отметить, что силы трения, возникающие в местах плотной посадки барабана и дисков, принимают некоторое участие в передаче крутящх моментов и осевых усилий.
Рис. 3.3. Роторы компрессоров ГТД:
а — барабанный; б — дисковый; в — сварной барабанно-дисковый; 1,3 — передний и задний диски с цапфами; 2 — барабан; 4 — призон-ный болт; 5, 12 — отгибные замки; 6—вал; 7 — диск; 8 — промежуточное кольцо; 9, 11 — осевые штифты; 10 — гайка
Достоинством ротора барабанного типа является высокая из-гибная жесткость, обусловленная тем, что стенка барабана расположена на больших радиусах и имеет высокий момент сопротивления изгибу. Для ротора с гладким барабаном (см. схему на рис. 3.2, а) характерна простая технология изготовления. Однако в реальных конструкциях применяют барабаны с ребрами жесткости (см. рис. 3.3, а), выполнение которых весьма трудоемко и требует большого выхода металла в стружку.
Основными недостатками барабанного ротора являются низкая прочность на разрыв и малая радиальная жесткость, которая может привести к задеванию рабочих лопаток за корпус и закли
61
ниванию ротора за счет больших его радиальных деформаций. Вследствие этого окружную скорость на наружной поверхности барабана допускают не более 200 м/с, что не позволяет получить высокую напорность ступеней компрессора и приводит к необходимости увеличения их числа.
Указанные недостатки резко ограничивают практическое применение барабанных роторов. Их иногда используют в низконапорных компрессорах малоразмерных ГТД. Барабаны роторов изготавливают из титановых сплавов, которые благодаря высокой удельной прочности позволяют увеличить предельные окружные скорости. Цапфы ротора или выполняющие их роль передний и задний диски изготавливают из легированных сталей, имеющих высокую твердость и сопротивление большим контактным нагрузкам от подшипников.
Дисковый ротор (см. рис. 3.2, б) состоит из отдельных облопаченных дисков 4, соединенных своими ступицами с общим валом 5, который служит для передачи крутящего момента на диски и размещения подшипников опор. Каждый диск имеет наружный обод для крепления лопаток, центральную утолщенную часть — ступицу для соединения с валом и среднюю тонкую часть — полотно.
Достоинством дискового ротора является высокая прочность на разрыв, обусловленная тем, что утолщенные ступицы, эффективно воспринимая центробежные силы от периферийных частей дисков и лопаток, не создают больших центробежных нагрузок собственных масс, так как расположены на малых радиусах. Поэтому дисковые роторы способны работать при высоких окружных скоростях (до 400 м/с на внешнем радиусе обода).
Существенным недостатком дискового ротора является его низкая изгибная жесткость, определяемая жесткостью вала относительно небольшого диаметра. Вследствие этого ротор имеет низкую критическую частоту вращения. Большие прогибы вала при поперечных колебаниях ротора могут привести к задеванию рабочих лопаток за корпус и их разрушению. Кроме того, диски, имея полотна малой толщины, обладают недостаточной осевой жесткостью, что облегчает развитие их колебаний.
Из-за отмеченных недостатков дисковые роторы «в чистом виде» практического применения не получили. Для повышения их изгибной и осевой жесткости между обедами дисков устанавливают с натягом по цилиндрическим проточкам промежуточные кольца 8 (см. рис. 3.3, б), которые фиксируют от возможного проворачивания осевыми штифтами 9, но не нагружают крутящим моментом, передавая его от вала 6 на диски шлицами.
В соединениях дисков с валом применяют эвольвентные, прямоугольные или трапециевидные шлицы с боковыми рабочими гранями, расположенными вдоль радиуса. Шлицы последнего типа могут быть использованы не только для передачи крутящего момента, но и для эффективного центрирования дисков в рабочих условиях. В таком шлицевом соединении даже при значительных тепловых и силовых деформациях дисков сохраняется предварительно созданный плотный контакт по рабочим боковым граням шлицев вала и дисков.
Осевое положение дисков на валу фиксируют обычно с двух сторон гайками 10 (см. рис. 3.3, б), законтренными осевыми штифтами И. Между ступицами дисков
62
предусматривают небольшие осевые зазоры, которые выбираются в процессе сборки под действием усилий затяжки гаек 10. В результате этого диски принимают «веерообразное» расположение относительно вала, при котором осевые составляющие центробежных сил масс дисков и лопаток увеличивают плотность осевого контакта между обедами дисков и промежуточными кольцами 8, повышая жескость ротора.
Как следует из вышеприведенного описания, роторы дискового типа имеют большее число элементов, чем барабанные роторы, поэтому они более трудоемки в изготовлении.
Барабанно-дисковый ротор (см. рис. 3.2, в) состоит из отдельных облопаченных дисков 4, соединенных между собой на периферийных радиусах с помощью специальных кольцевых элементов 6 (барабанных участков), которые образуют силовую стенку барабана. Данный ротор имеет также переднюю 1 и заднюю 3 цапфы, на которых установлены подшипники опор, или выполняющие роль цапф передний и задний диски.
В качестве барабанных участков рассматриваемого ротора могут быть использованы развитые кольцевые бурты дисков (выполненные с ними за одно целое) или отдельные промежуточные кольца (проставки). Барабанные участки наиболее часто размещают вблизи обода дисков для обеспечения высокой изгиб-ной жесткости ротора, повышения несущей способности стенки барабана и надежности центрирования дисков. Однако такие барабанные участки имеют низкую радиальную жесткость, вследствие чего они нагружают диски дополнительными напряжениями. Поэтому иногда барабанные участки располагают ближе к оси ротора на оптимальном радиусе (примерно на половине радиуса обода диска), при котором их радиальные деформации равны деформациям дисков, что обеспечивает взаимную разгрузку соединяемых элементов.
Барабанно-дисковые роторы сочетают в себе достоинства барабанных и дисковых конструкций. Они имеют высокую жесткость во всех направлениях (в том числе изгибную жесткость) и хорошо сопротивляются действию центробежных сил при больших окружных скоростях. Благодаря этому роторы данного типа получили основное применение в авиационных ГТД.
Здесь следует отметить, что современные конструкции барабанных и дисковых роторов, по существу, близки к роторам смешанного типа. Действительно, ребра жесткости барабанного ротора (см. рис. 3.3, а) можно рассматривать как короткие диски, а промежуточные кольца дискового ротора (см. рис. 3.3, б) напоминают по форме барабанные участки и выполняют часть их функций. Вместе с гем для указанных роторов характерны особые отличительные признаки. Главным признаком барабанного ротора является наличие цельиоизготовленного барабана с кольцевыми пазами для рабочих лопаток. Характерным элементом конструкции дискового ротора является вал, передающий крутящий момент на диски.
При формировании конструкции барабанно-дискового ротора существенное внимание уделяют способам соединения между собой его отдельных элементов. Эти способы должны обеспечивать надежное центрирование элементов, передачу крутящего
63
момента и осевых усилий, а также гарантировать достаточную плотность стыков независимо от действия всех эксплуатационных нагрузок и температур. В настоящее время для роторов смешанного типа применяют различные способы соединения элементов: сваркой, радиальными штифтами, призонными болтами, осевой стяжкой дисков и др. В зависимости от реализованного способа роторы бывают неразборными и разборными.
Наиболее надежным и технологичным способом соединения является сварка секций ротора (см. рис. 3.3, в). Каждая секция представляет собой диск с широкими кольцевыми буртами, выполненными вблизи обода диска. Центрирование секций производят перед сваркой путем их взаимной плотной посадки по цилиндрическим посадочным поясам. Сварку выполняют по наружной поверхности буртов дисков в месте их стыка. Обычно применяют аргонно-дуговую или электронно-лучевую сварку в вакууме. Последний вид сварки характерен для роторов, изготавливаемых из титановых сплавов. После сварки поверхность сварного шва механически обрабатывают до заданной чистоты. (Условное обозначение сварного шва, приведенное на рис. 3.3, в, показывает в соответствии с ГОСТ 2.313—68, что шов выполнен по замкнутой линии после монтажа, поверхность шва обработана с параметром шероховатости 20 мкм). В сварных роторах предусматривают ремонтные припуски на поверхности свариваемых деталей, которые снимают при ремонте, заменяя поврежденную секцию и вновь выполняя сварку по той же технологии.
Неразборная конструкция сварного ротора требует применения усложненного корпуса направляющих аппаратов с разъемами (обычно продольными) для обеспечения монтажа и демонтажа компрессора.
В соединениях секций ротора смешанного типа радиальными штифтами (рис. 3.4, а) посадочный цилиндрический пояс барабанного участка секции запрессовывают в расточку соседнего диска, что обеспечивает их надежное центрирование. С целью повышения натяга охватывающий диск нагревают до 100...150 °C. (Для дисков, изготовленных из алюминиевых сплавов, температуру нагрева повышают до 200...250 °C). После прессового сочленения секции в пазах обода диска 1, предусмотренных для хвостовиков рабочих лопаток, выполняют отверстия под запрессовку радиальных штифтов 2. Расположение этих штифтов под хвостовиками лопаток предохраняет их от выпадения под действием центробежных сил. Радиальные штифты в рассматриваемом соединении передают совместно с силами трения крутящий момент и осевые силы, работая при этом на срез и смятие, а также способствуют сохранению центровки секций в случае ослабления натяга при нагреве ротора.
Ротор, сформированный соединением секций радиальными штифтами (так же как и сварной), является неразборным, что требует выполнения для корпуса направляющих аппаратов компрессора монтажных разъемов. При ремонте такого ротора для отстыковки поврежденной секции радиальные штифты высверливают, вновь обрабатывая для них отверстия после замены секции. Как следует из вышеизложенного, рассмотренный ротор по сравнению со сварным сложнее в изготовлении, поэтому в современных ГТД он имеет ограниченное применение. Однако в ГТД первых выпусков (когда еще не была освоена достаточно надежная технология сварки) такую конструкцию ротора применяли часто благодаря высокой стабильности ее свойств в эксплуатации.
64
Рис. 3.4. Барабаино-дисковые роторы:
а - соединение секций радиальными штифтами; б — фланцевые болтовые соединения; в, г, д — осевая стяжка дисков; / — диск; 2, 3, 21 — радиальные штифты; 4 — отгибной замок; 5, 8 — промежуточные кольца; 6—призонный болт; 7—внецентренный стяжной болт; 9 — распорная втулка; 10—передняя цапфа; 11 — центральная стяжная штанга; 12. 18 — гайки; 13 — контровочные болты; 14 •— упорная пята; 15 — сферические кольца; 16 — задняя цапфа; 17—центральный стяжной болт; 19— контргайка; 20—шлицевой замок;
22 — рабочее колесо с центробежной ступени
5 Зак. 4527
65
Многие роторы смешанного типа выполняют разборными для упрощения технологии монтажа и демонтажа. По сравнению с неразборными роторами они, как правило, более трудоемки в изготовлении и требуют повышенного внимания к вопросам обеспечения стабильности конструктивных свойств (сохранения центровки, достаточной плотности стыков и т. п.). При формировании конструкции разборных роторов барабанно-дискового типа нередко применяют фланцевые болтовые соединения их частей, а также осевую стяжку дисков центральными и внецентренными стяжными элементами.
Для разборных роторов с фланцевыми болтовыми соединениями элементов в качестве барабанных участков используют обычно промежуточные кольца 5 (см. рис. 3.4, б), которые соединяют с дисками нризонными болтами 6. Центрирование элементов такого ротора производят предварительно плотной посадкой промежуточных колец иа посадочные бурты дисков, а затем с помощью призонных болтов (поз. II на рис. 3.4, б), или только за счет запрессовки призониых болтов (поз. III, рис. 3.4, б). В последнем случае точное центрирование выполнить значительно труднее, особенно по мере износа кондукторов, используемых при сверлении отверстий под призонные болты. В обоих типах фланцевых соединений крутящий момент передают призонные болты 6, работая при этом на срез и смятие. (Силы трения, возникающие в стыках, также участвуют в передаче крутящего момента). При передаче осевых усилий призонные болты работают на растяжение.
В разборных роторах с осевой стяжкой дисков применяют несколько внецентренных стяжных болтов, равномерно расположенных по окружности на радиусе фланцев барабанных участков (см. рис. 3.4, в), или центральные стяжные элементы (см. рис. 3.4, г, д).
Виецентренные стяжные болты 7 (см. рис. 3.4, в) выполняют с призонными проточками, передающими крутящий момент с одного диска на другой через распорные втулки 9 и промежуточные кольца 8, используемые в качестве барабанных участков ротора. Распорные втулки служат для повышения осевой жесткости промежуточных колец. Центрирование элементов рассматриваемого ротора осуществляют плотной посадкой промежуточных колец 8 в цилиндрические расточки посадочных буртов дисков. Усилие затяжки болтов 7 контролируют при сборке по величине их удлинения, измеряемого индикаторами часового типа.
В соединениях секций ротора центральными стяжными элементами крутящий момент передают с помощью торцовых треугольных шлицев (см. рис. 3.4, г) или за счет сил трения, создаваемых на стыках секций предварительной затяжкой болта (см. рис. 3.4, д). Центрирование секций в первом случае осуществляют торцовыми шлицами (по их боковым поверхностям), а во втором — плотной посадкой буртов в цилиндрические расточки ободов дисков.
Для обеспечения надежного центрирования секций торцовыми шлицами и компенсации дополнительных усилий, раскрывающих стыки под действием крутящего, изгибающего моментов и температурных деформаций, потребное усилие затяжки центрального стяжного элемента должно быть очень большим. Поэтому в данном типе ротора применяют мощную центральную стяжную штаигу 11 (см. рис. 3.4, г) и усиленную гайку 12. Чтобы исключить изгиб стяжной штанги, под упорные поверхности ее головки и гайки устанавливают сферические кольца 15. Упорную пяту 14 для стяжиой штаиги 11 крепят на резьбе в централь
66
ной расточке задней цапфы 16 и фиксируют от самоотворачивання контровочным болтом 13. Следует отметить, что задняя цапфа даииого ротора выполнена фасонной с целью повышения ее упругой податливости и снижения за счет этого потребного усилия затяжки гайки. Кроме того, массы наклонной части фасонной цапфы создают момент центробежных сил относительно ее ступицы, увеличивающий плотность стыка цапфы с буртом диска последней ступени.
Соединение элементов ротора центральным стяжным болтом с передачей крутящего момента силами трения, возникающими в стыках секций (см. рис. 3.4, д), применяют обычно для малоразмерных ГТД, имеющих небольшие крутящие моменты иа роторе. Усилие затяжки гайки 18 в этом роторе контролируют по удлинению стяжного болта 17. Для фиксации гайки 18 от самоотвора-чивания применены контргайка 19 и шлицевой замок 20, входящий своими выступами в совмещенные монтажные пазы обеих гаек. В свою очередь шлицевой замок зафиксирован разрезным стопорным кольцом.
Конструкционные материалы роторов. Диски компрессоров изготавливают ковкой или штамповкой с последующей механической обработкой. При температурах до 250 °C для дисков применяют алюминиевые сплавы ВД17, АК4-1, АК4-2. При относительно высоких температурах (до 450...550 °C) и больших окружных скоростях используют титановые сплавы ВТЗ-1, ВТ8, ВТ10 и легированные стали 18ХНВА, 40ХНМА, Х12Н2М, 14Х17Н2. Для дисков последних ступеней высоконапорных компрессоров, испытывающих существенный нагрев, необходимо применять жаропрочные стали или сплавы на никелевой основе, используемые в роторах газовых турбин.
Барабаны роторов компрессоров обычно выполняют из титановых сплавов ВТ8, ВТ10.
Валы, цапфы или выполняющие роль цапф передний и задний диски ротора изготавливают из легированных сталей марок 18ХНВА, ЗОХГСА, 40ХНМА, 12Х2Н4А и др.
3.2.2. РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ И ИХ КРЕПЛЕНИЕ
Рабочие лопатки являются главными элементами ротора компрессора. В межлопаточных каналах рабочих колес происходит преобразование работы вращения ротора в кинетическую энергию движения воздуха и одновременно в потенциальную энергию его давления. Все остальные элементы конструкции ротора служат только для передачи механической энергии к рабочим лопаткам с целью сообщения им окружного перемещения в проточной части с заданной скоростью.
В простейшем случае рабочая лопатка (ГОСТ 23537—79) состоит из профилированной части — пера (рис. 3.5, а) и хвостовика, предназначенного для крепления лопатки в диске или барабане. Во многих случаях лопатки имеют также полки хвостовиков (см. рис. 3.5, в, г, д), используемые для формирования внутренней поверхности проточной части рабочего колеса.
Для повышения КПД ступени перо лопатки тщательно профилируют в процессе проектирования и изготовления. Линейные и угловые размеры выдерживают с большой степенью точности.
5:
67
Поверхность пера обрабатывают до высокой чистоты с целью уменьшения гидравлических потерь и повышения усталостной прочности лопатки. Переходы от пера к. хвостовику или его полке выполняют с плавными скруглениями для снижения концентрации напряжений.
Рис. 3.5. Рабочие лопатки компрессоров и их крепления: а — крепление в продольных пазах дисков профиля типа «ласточкин хвост»; б — фиксаторы хвостовиков лопаток; в — крепление в кольцевых пазах барабана с помощью хвостовиков типа «ласточкин хвост»; г — крепление хвостовиком типа «проушина»; д — рабочая лопатка вентилятора ТРДД; 1 — перо лопатки; 2, 9 — хвостовики типа «ласточкин хвост»; 3 — внутренний выступ хвостовика; 4 — отгибные замки; 5 — радиальный штифт; 6 — осевой штифт; 7 — разрезное стопорное кольцо; 8 — полка хвостовика; 10 — монтажное окно; И — хвостовик типа «проушина»; 12 — шайба; 13 — палец; 14 — заклепка; 15 — анти вибрационные полки; 16 — хвостовик елочного типа
Существенным способом повышения статической прочности лопаток является профилирование пера с уменьшением площа
68
дей профильных сечений от корневого сечения к концевому. Площадь профиля пера можно охарактеризовать его максимальной относительной толщиной Cemax=Cmax/e, где Стах— максимальная толщина; в — хорда профиля. Величину Свп1ах стремятся выполнить по возможности наименьшей для снижения массы лопаток и улучшения аэродинамических характеристик ступени. В современных рабочих лопатках максимальная относительная толщина профиля для корневых сечений составляет 0,07...0,08, а для концевых — Сегоах=0,025...0,03. Из приведенных значений СвП1ах следует, что площадь профиля пера в концевом сечении может быть уменьшена в 2,5...3,0 раза по сравнению с корневым (при неизменной по высоте хорде).
Хорда профиля в общем случае не постоянна по высоте лопатки. Поскольку шаг профилей по высоте увеличивается, их хорды также стремятся увеличивать к концевому сечению с целью сохранения густоты решетки вдоль радиуса проточной части. Однйко при этом жесткость концевых сечений пера существенно уменьшается, что может привести к возбуждению сложных форм их колебаний. В таких случаях хорду сохраняют постоянной или даже уменьшают по высоте лопатки. Величина парусности лопаток, представляющей отношение хорды профиля концевого сечения к хорде корневого, в выполненных конструкциях находится в пределах 0,85...1,3.
Входную и выходную кромки компрессорных профилей закругляют для уменьшения концентрации напряжений. Профили рабочих лопаток сверхзвуковых ступеней выполняют с клиновидными кромками.
Для облегчения балансировки ротора массы лопаток одного рабочего колеса должны быть по возможности одинаковыми. Различие в массе лопаток не должно превышать 5...6 г.
Крепление рабочих лопаток наиболее часто осуществляют с помощью хвостовиков типа «ласточкин хвост» (см. рис. 3.5, а), устанавливаемых в продольные трапециевидные пазы ободов дисков. Для увеличения площади контакта хвостовика лопатки с диском и уменьшения напряженности соединения пазы в ободе диска выполняют с боковым наклоном к его оси под углом, примерно совпадающим с углом установки профиля в корневом сечении. Хвостовики лопаток обычно устанавливают в пазы дисков с небольшими зазорами (0,01...0,05 мм), что позволяет легко заменять лопатки при переборке и обеспечивает некоторое демпфирование их колебаний за счет трения в соединениях. Иногда применяют плотную посадку хвостовиков с умеренным натягом (до 0,03 мм), что уменьшает разброс частот собственных колебаний лопаток и упрощает частотную отстройку рабочего колеса.
При работе компрессора на лопатки действуют существенные по величине осевые силы, которые могут вызвать перемещение
69
хвостовиков в пазах дисков. Осевые газодинамические силы направлены в сторону входа в компрессор (вперед), а составляющая центробежных сил, на ось хвостовика, возникающая за счет его радиального наклона к оси диска, действует в противоположную сторону (назад). Для фиксации хвостовиков лопаток в пазах дисков применяют специальные фиксаторы, основные типы которых приведены на рис. 3.5, б.
Фиксаторы могут быть общими для всех лопаток или индивидуальными. Чаще используют индивидуальные фиксаторы, которые обеспечивают возможность легкой замены каждой лопатки. При большом радиальном наклоне хвостовиков лопатки фиксируют от перемещения назад упором внутреннего выступа хвостовика 3 в обод диска или упором хвостовика в радиальный штифт 5. От перемещения вперед хвостовики фиксируют отгиб-ными замками 4. Другие разновидности фиксаторов рассмотренного типа приведены на рис. 3.3, в, 3.4, а.
Фиксацию хвостовиков в обоих направлениях одновременно можно обеспечить отгибными замками с центральными круглыми (см. рис. 3.5, б) или прямоугольными (см. рис. 3.3, а, поз. П) выступами. Такие замки устанавливают в соответствующие прорези, выполненные на дне паза диска (см., например, рис. 3.5, а), и отгибают на хвостовики лопаток. В качестве фиксаторов используют также осевые штифты 6 (см. рис. 3.5, б) или радиальные штифты 21 (см. рис. 3.4, д), запрессовываемые одновременно в обод диска и хвостовик лопатки. При извлечении лопаток из дисков в последних случаях необходимо высверливать штифты или срезать их, выбивая лопатки из пазов.
В качестве общего фиксатора всех лопаток в диске иногда используют разрезное стопорное кольцо 7 (см. рис. 3.5, б), которое одновременно входит в прорези гребней дисков и хвостовиков лопаток, занимая образованную указанными прорезями кольцевую проточку под действием сил упругости и центробежных сил собственной массы. После установки стопорного кольца в месте его разреза крепят к диску (например, винтами) небольшой кольцевой сектор, фиксирующий кольцо от проворачивания. Общая фиксация лопаток в продольных пазах профиля «ласточкин хвост» может быть выполнена также лабиринтными или упорными кольцами, закрепленными к торцам обода диска таким образом, чтобы они одновременно перекрывали торцы хвостовиков всех лопаток. В дисковых роторах хвостовики лопаток обычно фиксируют по указанному способу промежуточными кольцами 8 (см. рис. 3.3, б).
Для барабанных роторов хвостовики лопаток профиля «ласточкин хвост» обычно выполняют не в продольном, а в поперечном направлении. Барабан изготавливают с кольцевыми пазами (см. рис. 3.5, в), в которые последовательно заводят лопатки хвостовиками. 9 через монтажные окна 10. После установки всех лопаток в монтажное окно, имеющее трапециевидный про
70
филь, устанавливают замыкающую лопатку с продольным хвостовиком типа «ласточкин хвост», которую фиксируют в осевом направлении каким-либо способом, например, отгибным замком. Чтобы разгрузить хвостовик замыкающей лопатки от больших окружных усилий, передаваемых всеми лопатками рабочего колеса, некоторые из них (обычно 3...4 лопатки) дополнительно фиксируют в кольцевом пазу отгибными замками.
В первых ступенях компрессоров часто применяют шарнирное крепление лопаток с помощью хвостовиков типа «проушина» (см. рис. 3.5, г). Проушины такого хвостовика устанавливают в два кольцевых паза обода диска между тремя его ребордами и фиксируют запрессованным в реборды пальцем 13, который, в свою очередь, крепят к ободу стопорной шайбой 12 и заклепкой 14. Посадку проушин на палец выполняют с зазором, в результате чего лопатка имеет возможность свободного поворота вокруг оси пальца в пределах небольшого угла ограничиваемого полкой хвостовика 8 и ребордами. Благодаря этому на оси шарнира обеспечивается практически полная компенсация действующих в окружном направлении изгибающих моментов от газовых сил моментами центробежных сил масс лопатки.
При колебаниях лопатки в шарнире возникают значительные силы трения, которые способствуют интенсивному демпфированию колебаний. Для уменьшения износа элементов данного соединения поверхности трения покрывают твердой смазкой на основе двусернистого молибдена. Недостатком шарнирного крепления лопаток с помощью хвостовиков типа «проушина» является его невысокая прочность, что приводит к необходимости увеличения размеров хвостовика и его массы. Поэтому рабочие лопатки с хвостовиком данного типа обычно изготавливают из легких материалов: алюминиевых или титановых сплавов.
Массивные лопатки вентиляторов ТРДД иногда крепят в продольных пазах ободов дисков с помощью хвостовиков елочного типа (см. рис. 3.5, д). Такое крепление обладает повышенной, по сравнению с другими типами креплений, несущей способностью и позволяет разместить на ободе большее число лопаток. Однако оно более сложно и трудоемко в изготовлении. Его целесообразно применять для стальных лопаток и дисков (в крайнем случае, титановых), обладающих достаточно высокой поверхностной твердостью и контактной прочностью.
Для повышения жесткости длинных лопаток вентиляторов ТРДД и демпфирования их колебаний на профильной части лопаток выполняют антивибрационные полки 15, между которыми в рабочем колесе осуществляют плотный контакт. Демпфирование колебаний обеспечивается силами трения, возникающими в зонах контакта полок. В некоторых случаях на концевых сечениях рабочих лопаток вентиляторов выполняют бандажные полки, обеспечивающие кроме демпфиро
71
вания колебаний уплотнение радиального зазора между лопатками и корпусом.
Наличие антивибрационных (или бандажных) полок существенно усложняет технологию изготовления лопаток, снижает их прочность и приводит к большим гидравлическим сопротивлениям в проточной части вентилятора. Поэтому в перспективных конструкциях вентиляторов ТРДД рабочие лопатки предполагают применять без каких-либо полок. Ведут разработки широких пустотелых лопаток, обладающих достаточно высокой собственной жесткостью. Для демпфирования колебаний предусматривают размещение во внутренних полостях лопаток полимерных или других сотовых заполнителей.
Рабочие лопатки осевых компрессоров обычно изготавливают штамповкой, чеканкой, холодной вальцовкой из деформируемых высокопластичных материалов. В некоторых случаях их выполняют точным литьем. Окончательную обработку производят фрезерованием, шлифовкой, механическим или электрохимическим полированием.
При относительно низких температурах, имеющих место в первых ступенях, для лопаток можно применять алюминиевые сплавы марок ВД17, АК4-1. Однако указанные сплавы имеют низкую эрозионную стойкость и сопротивляемость ударам попадающих в компрессор посторонних предметов (камней, града, птиц и т. п.). Поэтому лопатки первых ступеней компрессоров двигателей, наиболее подверженных воздействию посторонних предметов (вертолетных ГТД, двигателей самолетов МВД и др.), изготавливают из сталей с высокой твердостью и эрозионной стойкостью, например сталей марок ЗОХГСА, 40ХНМА. Перспективными материалами для лопаток первых ступеней являются стеклопластики, обладающие хорошей сопротивляемостью ударам, коррозионной стойкостью и высокой удельной прочностью. Они имеют декремент колебаний примерно в 4 раза больше, чем стали, что обеспечивает эффективное демпфирование колебаний за счет внутреннего трения.
При температурах до 450...550 °C для рабочих лопаток применяют титановые сплавы ВТ8, ВТ10 и стали различных марок, например Х17Н2, 13Х14Н2М, ЗОХГСА, 40ХНМА и др. Лопатки последних ступеней высоконапорных компрессоров, подверженные действию больших температур (до 600 °C и выше); изготавливают из жаропрочных сталей и сплавов, применяемых в газовых турбинах.
Для защиты лопаток от коррозии на их поверхность наносят диффузионные или плазменные покрытия, алюминиевые лопатки анодируют. Усталостную прочность лопаток повышают методами поверхностного пластического деформирования: гидродробе-струйной обработкой, ультразвуковым упрочнением микрошариками и т. п.
72
3.3. СТАТОРЫ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Статор — это неподвижная часть компрессора. В его состав входят следующие основные элементы: направляющие аппараты; корпус компрессора, состоящий из корпусов направляющих аппаратов и корпусов опор; входные направляющие и спрямляющие аппараты; различные оболочковые конструкции, например кок двигателя, оболочки наружного контура и проч.
Конструктивные компоновки статоров зависят от компоновок компрессоров и типов силовых корпусов двигателей. Их можно различить, главным образом, по числу отдельно выполненных и в определенной последовательности соединенных между собой корпусов опор и корпусов направляющих аппаратов. По этому признаку можно выделить двух-, трех- и многокорпусные статоры.
В однокаскадных компрессорах с большим числом ступеней широкое применение получили трехкорпусные статоры (рис. 3.6, а). При таком статоре корпус компрессора состоит из
Рис. 3.6. Конструктивные компоновки статоров осевых компрессоров:
а — трехкорпусный статор; б, в — двухкорпусные; г — четырехкорпусный статор двухкаскадного компрессора ТРДД; 1 — кок двигателя; 2 — корпус передней опоры;
3 — ВНА; 4 — корпус направляющих аппаратов; 5 — корпус задней опоры; 6 — спрямляющий аппарат; 7 — внутреннее кольцо корпуса передней опоры; 8 — внутренние кольцевые элементы корпуса средней опоры; 9 — регулируемый ВНА; 10 — корпус НА КНД; 11 — переходный корпус; 12 — оболочка наружного контура; 13 — корпус НА КВД; 14 — ВНА КВД.
корпуса передней опоры 2, корпуса направляющих аппаратов 4 и корпуса задней опоры 5, в состав которого на данной схеме включены направляющий аппарат последней ступени и спрямляющий аппарат 6. (Для простоты указанные элементы корпуса компрессора называют передним, средним и задним корпусами).
В компрессорах с небольшим числом ступеней, а также в КВД или КСД многих ТРДД применяют двухкорпусные статоры
73
(см. рис. 3.6, б, в). Корпус такого компрессора состоит из корпуса передней (элементы 3 и 7 на рис. 3.6, б) или средней опоры (элементы 3 и 8 на рис. 3.6, в) и корпуса направляющих аппаратов 4. Статоры рассмотренного типа характерны для двигателей, силовые корпусы которых выполнены с внешней силовой связью.
Двух- и трехкаскадные компрессоры ТРДД имеют многокорпусные статоры (четырех- и пятикорпусные) с объединенными корпусами опор. Роль объединенного корпуса опор в таких статорах наиболее часто выполняет переходный корпус 11 (см. рис. 3.6, г), который одновременно является корпусом задней опоры КНД и передней опоры КВД.
3.3.1. НАПРАВЛЯЮЩИЕ АППАРАТЫ
Направляющие аппараты (НА) устанавливают за рабочими колесами для частичной раскрутки потока воздуха и дальнейшего повышения его давления в диффузорных межлопаточных каналах за счет снижения скорости потока в абсолютном движении.
В общем случае НА состоит из направляющих лопаток, закрепленных к наружному и внутреннему бандажным кольцам (бандажам). Наружные бандажи служат для крепления НА к оболочке корпуса, а внутренние, — главным образом, для повышения жесткости их конструкции. Иногда внутренние бандажи не применяют, используя аппараты консольного типа. Возможны также конструкции НА без наружных бандажей, в которых лопатки крепят непосредственно к корпусу с помощью хвостовиков.
Главными элементами конструкции НА являются направляющие лопатки, которые в общем случае могут иметь следующие части: профилированную часть — перо 1 (рис. 3. 7, а); хвостовики 2, 4 и 7, необходимые для крепления лопаток к наружным бандажам или оболочке корпуса НА; полки хвостовиков 2, 5 и внутренние полки 3, образующие наружную и внутреннюю поверхности проточной части НА; внутренние хвостовики или цапфы, с помощью которых лопатки крепят к внутренним бандажам.
Профили пера направляющих лопаток выполняют естественно закрученными, но слабоизогнутыми с максимальной относительной толщиной Cemax=0,03...0,04. Площади сечений и хорду профилей обычно для простоты изготовления оставляют постоянными по высоте лопаток.
Основное применение в компрессорах получили НА двух типов: консольные и рамные. Наиболее распространенные конструкции НА этих типов приведены на рис. 3.7, б. В консольном НА (см. рис. 3.7, б, слева) направляющие лопатки со свободными внутренними профилями своими хвостовиками типа «ласточкин
74
хвост» установлены в ответные продольные пазы наружного бандажного кольца 9, которое должно быть закреплено к оболочке корпуса. Возможно также непосредственное крепление хвостовиков лопаток к корпусу, однако при этом будет усложнен процесс сборки компрессора. Достоинствами консольных НА являются простота конструкции и малый вес. К недостаткам, существенно ограничивающим их применение, относятся склонность лопаток к низкочастотным колебаниям, обусловленная низкой изгибной жесткостью, и трудность создания эффективных уплотнений радиальных зазоров между внутренними профилями лопаток и элементами ротора.
а
S
Рис. 3.7. Направляющие лопатки (а) и направляющие аппараты (б):
1 — перо лопатки; 2 — хвостовик типа «полка»; 3 — внутренняя полка с хвостовиком; 4 — хвостовик типа «цапфа»;
5 — полка хвостовика; 6 — внутренняя цапфа; 7 — профильные хвостовики; 8 — направляющие лопатки; 9, 10 — наружное и внутреннее бандажные кольца; 11— уплотнительное кольцо с мягким покрытием
В рамных НА (см. рис. 3.7, б, справа) лопатки крепят к наружному 9 и внутреннему 10 бандажам. Широко распространены иеразборные конструкции НА данного типа, при изготовлении которых лопатки своими профильными хвостовиками 7 (см. рис. 3.7, а) устанавливают в аналогичные просечки бандажей и соединяют сваркой, пайкой или электроклепкой. Для обеспечения монтажа и демонтажа компрессора рассмотренные НА выполняют с продольными разъемами.
Рамные НА соединяют с оболочкой корпуса обычно наружными бандажными кольцами. В некоторых компрессорах для уменьшения веса НА их лопатки хвостовиками (например, типа 4, рис. 3.7, а) непосредственно крепят к оболочке корпуса, а на внутренние хвостовики или цапфы (типа, например, 6) устанавливают бандажные кольца.
Внутренние бандажи в рамных НА существенно повышают их жесткость, а также позволяют создать межступенчатые лабиринтные уплотнения, например путем приварки к бандажу уплотнительного кольца 11 (рис. 3. 7, б) со слоем мягкого покрытия, нанесенного для приработки лабиринтных гребешков ротора.
Лопатки НА изготавливают из тех же материалов и такими же способами, что и рабочие лопатки. В связи с меньшей нагруженностью для них чаще применяют титановые сплавы и стеклопластики, используя также менее прочные материалы, например алюминиевый сплав Д1. Бандажные кольца НА выполняют из титановых сплавов и сталей обычно штамповкой с последующей механической обработкой.
3.3.2. КОРПУСЫ НАПРАВЛЯЮЩИХ АППАРАТОВ
Корпус НА служит для крепления направляющих аппаратов и обеспечения силовой связи между корпусами опор.
75
Корпус НА должен быть технологичным, обладать высокой прочностью и жесткостью при малом весе. Его конструкция должна обеспечивать простоту и удобство монтажа и демонтажа компрессора, а также возможность осмотра элементов проточной части в эксплуатации.
В общем случае корпус НА представляет собой сборную конструкцию, составленную из оболочки корпуса, наружных бандажей НА и рабочих колец, расположенных между бандажами. В некоторых конструкциях компрессоров рабочие кольца и бандажи НА отсутствуют. В таких конструкциях корпус НА состоит только из оболочки.
Применяют разъемные и неразъемные корпусы НА. Разъемные корпусы могут иметь монтажные, технологические и смешанные разъемы. По своей форме разъемы корпусов бывают продольными и поперечными. Продольные разъемы выполняют в горизонтальной или вертикальной плоскости. По технологическому признаку оболочки корпусов НА можно разделить на сварные, литые и штампованные.
Схемы различных типов корпусов НА приведены на рис. 3.8.
В сварном корпусе НА с продольным горизонтальным разъемом (см. рис. 3.8, а) оболочка корпуса 1 сварена из тонколистовой стали или титанового листа (толщина листов обычно составляет 1,0...2,5 мм). К оболочке приварено два продольных и два поперечных фланца (передний и задний). Обработку посадочных поясов поперечных фланцев и внутренней поверхности оболочки производят после ее сборки по продольному разъему.
Направляющие аппараты для данного корпуса также выполнены с продольными горизонтальными разъемами. Лопатки консольных НА 3 хвостовиками 4 установлены в наружные бандажные полукольца 2, которые болтами закреплены к оболочке корпуса. Болты передают от НА крутящий момент. Между бандажными полукольцами 2 установлены неразъемные рабочие кольца 6, также закрепленные к оболочке корпуса болтами. На внутреннюю поверхность рабочих колец нанесен уплотнительный слой 5, по которому происходит приработка концевых профилей рабочих лопаток.
При сборке компрессора обе половины оболочки рассматриваемого корпуса с закрепленными на них половинами направляющих аппаратов заводят сверху и снизу на собранный ротор, после чего крепят к оболочке рабочие кольца 6 и соединяют корпус по продольным фланцам болтами 12. Центрирование частей корпуса производят призонными болтами или штифтами. Для обеспечения герметичности корпуса в плоскости его разъема устанавливают уплотнительные прокладки и наносят уплотняющую пасту или лак. Расстояния между болтами 12 уменьшают в сторону выхода из компрессора для сохранения одинаковой плотности стыка независимо от повышения внутреннего давления.
Оболочку сварного корпуса с продольным вертикальным разъемом (см. рис. 3.8, б) выполняют способом, аналогичным вышеописанному. В данном корпусе применены разъемные НА 18 рамного типа, в которых направляющие лопатки приварены к бандажным полукольцам 2 и 16. Наружные бандажные полукольца 2 отцентрированы относительно приваренных к оболочке корпуса 1 полукольцевых бандажей 17 и закреплены к оболочке болтами, передающими на нее от НА крутящий момент. Между бандажными полукольцами НА установлены неразъемные рабочие кольца 6, зафиксированные от проворачивания стопорами 19.
Сборку компрессора с корпусом НА рассматриваемого типа выполняют так же, как и в предыдущем случае. После сборки наружные бандажные полукольца совместно с рабочими кольцами образуют внутреннюю силовую стенку корпуса НА, существенно повышающую его изгибную жесткость при незначительном увеличении массы конструкции. Изгибную жесткость данного корпуса НА в
76
Рис. 3.8. Корпусы направляющих аппаратов:
а — корпус НА с продольным горизонтальным разъемом; б — с продольным вертикальным разъемом; в — с поперечными разъемами; г — литой разъемный корпус НА с продольными и поперечными ребрами жесткости; д — неразъемный корпус; / — оболочка корпуса НА; 2 — наружное бандажное полукольцо; 3 — лопатка НА; 4 — хвостовик типа «ласточкин хвост»; 5 — уплотнительный слой; 6 — рабочее кольцо; 7 — лопатка НА последней ступени; 8 — лопатка СпА; 9 — внутренняя полка лопатки; 10, 11 — внутреннее и наружное силовые кольца корпуса задней опоры; 12 — призонный болт; 13 — передний корпус компрессора; 14 — хвостовик типа «полка»; 15 — лопатка ВНА; 16 — внутреннее бандажное кольцо или полукольцо; 17 — кольцевой бандаж; 18 — НА с продольным разъемом; 19 — стопор; 20 — кольцевой отсек корпуса НА;
21 — штифт; 22 — проточка для ленты припоя
77
вертикальной плоскости повышают также верхние и нижние продольные фланцы его оболочки.
Корпус НА с поперечными разъемами (см. рис. 3.8, в) выполняют из отдельных штампованных кольцевых отсеков 20, соединяемых друг с другом болтами *по фланцам. Для центрирования отсеков используют несколько призонных болтов или осуществляют взаимную напрессовку отсеков по цилиндрическим посадочным поясам фланцев. Расточки в отсеках, по которым центрируются направляющие лопатки 3 своими хвостовиками 14, а также канавки под уплотнительные слои 5 выполняют одновременно для всех ступеней после предварительной сборки корпуса. В рассматриваемом корпусе применены НА рамного типа, лопатки которых зафиксированы в радиальном и осевом направлениях защемлением хвостовиков 14 между кольцевыми отсеками. В окружном направлении они могут быть зафиксированы осевыми нли радиальными штифтами, запрессованными в совместно выполненные отверстия отсеков и хвостовиков лопаток.
Сборку и разборку компрессора с корпусом НА данного типа необходимо производить последовательно, от ступени к ступени, в связи с чем эти операции для него сложнее, чем для корпусов с продольными разъемами. Однако такой корпус, в сравнении с противопоставленными, имеет более высокую радиальную жесткость за счет поперечных фланцев и благодаря осевой симметрии не подвержен искажению формы (например, овализации) под действием температурных и силовых деформаций.
В некоторых случаях применяют корпусы НА, изготовленные литьем из легких сплавов (см. рис. 3.8, г). Литье несколько упрощает производство корпуса и позволяет выполнить на нем ребра жесткости, продольные и поперечные фланцы за один технологический прием. В связи с большой толщиной оболочки такого корпуса отпадает необходимость в применении рабочих колец. Уплотнительный слой для рабочих лопаток 5 наносят в кольцевую расточку, выполненную на внутренней поверхности корпуса между направляющими аппаратами. Для повышения прочности сцепления слоя с корпусом на дне расточки нарезают мелкую треугольную резьбу. Наружные бандажные полукольца 2 разъемных НА 18 устанавливают в кольцевые расточки корпуса и крепят к нему болтами по способу, изображенному, например, на рис. 3.8, б).
Литой корпус обладает весьма высокой прочностью и жесткостью. Однако масса его конструкции всегда получается больше, чем других корпусов, так как для обеспечения высокого качества литья в нем необходимо предусматривать стенки увеличенной толщины.
Неразъемные корпусы НА (см. рис. 3.8, д) легче разъемных благодаря отсутствию фланцев. Радиальные деформации таких корпусов не приводят к искажению правильной круговой формы. Для повышения изгибной жесткости их выполняют двухстеночной конструкции. Внешняя стенка образована неразъемной оболочкой 1, выполненной сваркой из тонколистовой стали или титановых сплавов. Прочность и жесткость оболочки повышают приваркой к ее внутренней поверхности кольцевых бандажей 17. Внутренняя стенка корпуса сформирована наружными бандажными полукольцами НА 2 и рабочими кольцами 6, взаимно напрессованными по цилиндрическим поясам и плотно посаженными на внутренние поверхности кольцевых бандажей. Для последовательной передачи крутящего момента от наружных бандажных полуколец на рабочие кольца, а затем на корпус задней опоры 11, применены осевые штифты 21, число которых должно возрастать от ступени к ступени в сторону выхода из компрессора по мере увеличения крутящего момента. При таком формировании корпуса НА его оболочка получается разгруженной от крутящего момента, что позволяет довести ее толщину до минимально возможных значений (до 0,5 мм).
При сборке компрессора вначале формируют внутреннюю стенку корпуса из разъемных НА и неразъемных рабочих колец, а затем напрессовывают на нее цельную оболочку. Несмотря на сложность монтажа н демонтажа компрессора с данным типом корпуса НА, в настоящее время он получил широкое распространение благодаря вышеотмеченным положительным качествам.
Сварные и штампованные корпусы НА выполняют из нержавеющих сталей типа 12Х18Н10Т, стали 20, а также из титановых
78
сплавов марок ОТ4-1, ВТЗ-1 и др. Литые корпусы изготавливают из магниевых типа МЛ5 или, чаще, из алюминиевых сплавов типа АЛ5.
3.3.3. ВХОДНЫЕ НАПРАВЛЯЮЩИЕ И СПРЯМЛЯЮЩИЕ АППАРАТЫ
Входные направляющие аппараты (ВНА) устанавливают перед рабочими колесами первых ступеней для предварительной закрутки воздуха обычно по направлению вращения ротора с целью снижения относительной скорости потока в рабочем колесе. Межлопаточные каналы ВНА профилируют конфузорными. В них происходит увеличение абсолютной скорости потока и его кинетической энергии. Вентиляторы ТРДД с большой степенью двухконтурности обычно применяют без ВНА (см. рис. 3.1, г) с целью снижения уровня шума.
В компрессорах используют двухопорные ВНА, консольные и рамного типа.
Двухопорные ВНА наиболее выгодны в прочностном отношении. Их целесообразно применять в случае литой конструкции переднего корпуса компрессора. В качестве опор для лопаток таких ВНА обычно используют закрепленные к переднему корпусу наружный и внутренний кольцевые бандажи, в которые устанавливают соответствующие цапфы лопаток. Возможно также формирование внешней опоры лопаток ВНА 15 (см. рис. 3.8, б) путем крепления их хвостовиков 14 в расточке наружного кольца корпуса 13, а внутренней опоры — путем установки цилиндрических цапф лопаток в отверстия внутреннего бандажного кольца 16 с последующим его креплением к переднему корпусу шпильками.
Консольные ВНА аналогичны по конструкции консольным НА и обладают теми же недостатками, главным из которых является низкая изгибная жесткость лопаток. Поэтому ВНА данного типа используют при относительно коротких лопатках, что характерно для КВД. Регулируемые ВНА КВД также иногда выполняют консольными (см. рис. 3.6, в) с целью упрощения их конструкции.
ВНА рамного типа обычно применяют в качестве силовых элементов корпуса передней опоры компрессора (см. рис. 3.6, б, г). Лопатки таких ВНА жестко соединяют с наружным и внутренним силовыми кольцами, например, болтами или сваркой. Во внутреннее кольцо 7 (или набор колец) устанавливают подшипник опоры ротора, а внешнее соединяют с корпусом НА. Таким образом, в рассмотренных компоновках ВНА их лопатки 3 используют не только по своему прямому назначению, но и для передачи усилий от подшипников на силовой корпус двигателя.
Лопатки ВНА часто выполняют с обогреваемыми входными кромками, во внутренние полости которых подводят горячий воздух от последних ступеней компрессора для предотвращения обледенения кромок. Применяют также для этой цели пустотелые лопатки со вставными дефлекторами, обеспечивающими эффективный подогрев лопаток при небольших расходах воздуха.
Спрямляющие аппараты (СпА) устанавливают в некоторых компрессорах за направляющими аппаратами последних ступеней с целью полной раскрутки воздушного потока. Профильные части лопаток НА последней ступени 7 (см. рис. 3.8, а) и СпА 8 располагают по схеме «предкрылок — крыло». При этом поток воздуха, проходящий через щели между лопатками НА и СпА, улучшает обтекание корыта пера лопаток СпА.
79
Лопатки СпА совместно с лопатками НА последней ступени нередко включают в состав корпуса задней опоры компрессора (см. рис. 3.6, а), жестко закрепляя их к наружному и внутреннему силовым кольцам заднего корпуса.
В одном из вариантов конструкции СпА (см. рис. 3. 8, а) лопатки 7 и 8 своими хвостовиками 4 зафиксированы в продольных пазах ответного профиля, выполненных в наружном силовом кольце 11. Внутренние' полки 9 с прямоугольными хвостовиками образуют фланец, с помощью которого лопатки закреплены к внутреннему силовому кольцу 10 болтами. В другом варианте формирования заднего корпуса (см. рис. 3. 8, д) хвостовики лопаток 14 типа «полка» н внутренние их полки 9 припаяны к наружному кольцу 11 и внутреннему бандажу 16, соединенному с кольцом 10. В кольце 11 и бандаже 16 выполнены проточки 22 для размещения лент припоя.
3.3.4. КОРПУСЫ ОПОР КОМПРЕССОРОВ
В корпусе любой опоры компрессора (равно как и турбины) можно выделить три характерных группы элементов: внутреннее кольцо 3 (рис. 3. 9), в котором размещен узел подшипника 4-, наружное кольцо 1, необходимое для соединения корпуса опоры с другими частями силового корпуса двигателя; радиальные силовые элементы 2, соединяющие между собой вышеназванные кольца, в результате чего образуется жесткая осесимметричная кольцевая рама. Радиальные силовые элементы 2 передают нагрузки от подшипника на внешнее кольцо 1, находясь в проточной части компрессора, поэтому они должны иметь хорошо обтекаемую форму, чтобы не создавать больших сопротивлений движению воздуха. Функции внутреннего 3 и наружного I силовых колец корпуса опоры могут выполнять целые наборы кольцевых элементов сложной конфигурации.
Рис. 3.9. Схемы отдельного (а) и объединенного (б) корпусов опор компрессора:
1 — внешнее силовое кольцо; 2 — радиальные силовые элементы (стойки корпуса опоры); 3 — внутреннее силовое кольцо; 4 — подшипник: 5 — разделительное кольцо
В однокаскадных компрессорах ТРД и вертолетных ГТД корпус передней опоры (передний корпус) обычно выполняют литьем из легких сплавов. Радиальные силовые элементы такого корпуса представляют собой профилированные пустотелые стойки, изготовленные за одно целое с наружным и внутренним силовыми кольцами. Стойки (в количестве от четырех до восьми)
80
размещают в проточной части с одинаковым шагом. Во внутреннем кольце корпуса кроме переднего подшипника ротора монтируют узел центрального привода, от которого крутящий момент к установленным на внешнем кольце агрегатам передают через валы-рессоры, располагаемые во внутренних полостях профилированных стоек. Полости стоек используют также для размещения масляных, воздушных трубопроводов и других коммуникаций.
В компрессорах ТВД с передним редуктором роль корпуса передней опоры выполняет лобовой картер литой конструкции, сформированный способом, аналогичным вышеописанному.
В двух- и трехкаскадных компрессорах корпус передней опоры выполняют облегченного типа благодаря отсутствию центрального привода. Радиальными силовыми элементами такого корпуса обычно являются лопатки ВНА, соединенные с наружным и внутренним силовыми кольцами болтами или сваркой.
При формировании корпуса задней опоры компрессора (заднего корпуса) в качестве его радиальных силовых элементов наиболее часто используют лопатки НА последней ступени или совместно с ними лопатки СпА, отдельные способы крепления которых к силовым кольцам рассмотрены в 3.3.3. В случае применения силового корпуса двигателя с двойной разомкнутой силовой связью вместо указанных лопаток применяют специальные профилированные стойки, привариваемые к оболочкам корпуса диффузора камеры сгорания (рис. 3. 1, а), с целью уменьшения длины внутреннего консольного участка корпуса передней опоры турбины. В обоих случаях для внутренних кольцевых элементов заднего корпуса должны быть предусмотрены специальные мероприятия по обеспечению их высокой прочности и жесткости как в радиальном, так и в осевом направлении. Это обусловлено тем, что в корпусе задней опоры компрессора обычно устанавливают шариковый подшипник, воспринимающий не только радиальные, но и осевые нагрузки. Для достижения указанной цели внутренние кольцевые элементы заднего корпуса часто выполняют в виде так называемого силового треугольника (см. рис. 3.1, а), состоящего из двух конических диафрагм и внутренней оболочки корпуса диффузора камеры сгорания, объединенных в общий жесткий узел.
Для двух- и трехкаскадных компрессоров ТРДД характерно применение объединенных корпусов опор, в качестве которых обычно используют переходные корпусы 11 (см. рис. 3.6, г), изготавливаемые литьем из легких сплавов. Переходный корпус двухкаскадного компрессора одновременно выполняет роль корпуса задней опоры КНД и передней опоры КВД. Дополнительным элементом конструкции переходного корпуса, как корпуса опор, является разделительное кольцо 5 (см. рис. 3.9, б), которое отделяет потоки наружного и внутреннего контуров и служит для крепления корпуса НА КВД. Во внутренних полостях
6 Зак. 4527
81
переходного корпуса кроме подшипников опор 4 размещают узел центрального привода, передающего крутящий момент от ротора КВД к устанавливаемым на внешнем кольце 1 агрегатам через валы-рессоры, располагаемые внутри стоек 2.
В трехкаскадных компрессорах применяют объединенные корпусы опор для вентиляторов и КСД сварной конструкции (см. рис. 3.1, г).
3.4. УПЛОТНЕНИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ КОМПРЕССОРА
Существенное влияние на КПД компрессора оказывает величина радиального зазора Аг между концевыми профилями рабочих лопаток и элементами корпуса НА, через который происходит непроизводительное перетекание воздуха со стороны выхода из рабочего колеса на его вход под действием разности давлений. Увеличение относительного радиального зазора А Г (отношения зазора к высоте лопаток) во всех ступенях на 1 % приводит к уменьшению КПД компрессора на 3%, что сопровождается возрастанием удельного расхода топлива до 10% [60,31]. Поэтому величину радиального зазора необходимо уменьшать до предельно возможного значения.
В процессе работы двигателя величина Аг изменяется в широких пределах под действием эксплуатационных нагрузок и температур, вызывающих возникновение силовых и термических деформаций корпуса и ротора. Так, например, при запуске и любых переходах двигателя на повышенные режимы менее массивный корпус компрессора нагревается до более высоких температур, чем ротор, поэтому радиальные температурные деформации корпуса, суммируясь с деформациями от избыточного внутреннего давления воздуха, приводят к существенному увеличению радиального зазора. На крейсерских режимах этот зазор также больше, чем на неработающем двигателе. При выключении двигателя (особенно в условиях низких температур атмосферного воздуха на земле или в полете) корпус охлаждается значительно быстрее ротора, что сопровождается резким уменьшением Дг (возможно до нуля и ниже), которое может вызвать заклинивание ротора в статоре, разрушение рабочих лопаток и т. п.
Для предотвращения разрушения рабочих лопаток в случае их касания о корпус на внутреннюю поверхность элементов корпуса НА наносят мягкое покрытие 5 (см. рис. 3.8) толщиной 1...3 мм, которое называют уплотнительным слоем. При уменьшении зазора до нуля и ниже рабочие лопатки легко срезают часть этого слоя, не получая повреждений.
В состав уплотнительного слоя входят следующие материалы: графит, тальк, асбест, алюминиевый порошок и другие компоненты. Из указанных материалов и специальных лаков изготавливают пасту, которая по составу должна быть различной для
82
первых и последних ступеней в связи с различными температурными условиями. Пасту наносят на специально подготовленную шероховатую поверхность в кольцевые расточки корпуса НА или на рабочие кольца (см. рис. 3.8), затем высушивают в электропечи и растачивают на заданные диаметры для всех ступеней одновременно при полностью собранном корпусе НА.
Применение мягких уплотнительных покрытий позволяет уменьшать исходный радиальный зазор Аг до предельно возможной величины, не опасаясь разрушения рабочих лопаток и заклинивания ротора в условиях эксплуатации, приводящих к исчезновению этого зазора. В выполненных конструкциях осевых компрессоров минимально допустимые значения относительного радиального зазора А г на неработающем двигателе составляют 0,5... 1,5%, причем большие из этих значений соответствуют последним ступеням.
В последних ступенях высоконапорных компрессоров, где температура воздуха может достигать 650...700 °C, вместо мягких покрытий на основе вышеуказанных материалов применяют термостойкие металлокерамические или сотовые вставки, используемые в газовых турбинах.
Для высоконапорных компрессоров современных и перспективных ГТД разрабатывают способы активного управления радиальными зазорами в последних ступенях, где влияние зазоров наиболее существенно. Один из этих способов основан на изменении температурной деформации корпуса путем его дозированного охлаждения воздухом, отбираемым от средних ступеней компрессора. Дозирование охлаждающего воздуха выполняют таким образом, чтобы на всех длительных эксплуатационных режимах работы двигателя сохранить минимально допустимую величину радиального зазора неизменной. Активное управление радиальными зазорами таким способом позволяет увеличить КПД компрессора примерно на 0,5% [31] при отборе на охлаждение корпуса не более 0,7% воздуха от его общего расхода через компрессор.
Для уменьшения перетеканий воздуха под действием разности давлений со стороны выхода из направляющего аппарата в сторону входа через радиальный зазор между НА и ротором компрессора обычно применяют межступенчатые лабиринтные уплотнения. Лабиринты также используют для уплотнения полости за последней ступенью компрессора, которую называют задней разгрузочной полостью. В некоторых компрессорах предусматривают переднюю разгрузочную полость с повышенным давлением воздуха, отделяемую от проточной части лабиринтным уплотнением.
Для создания межступенчатого лабиринтного уплотнения на элементах ротора между рабочими колесами выполняют заостренные выступы (лабиринтные гребни), относительно которых с
6*
83
небольшим зазором устанавливают внутреннее бандажное кольцо НА (рис. 3. 10, а) с нанесенным на его внутреннюю поверхность уплотнительным слоем. В кольцевые полости между лабиринтными гребнями (камеры) воздух проникает с большими гидравлическими сопротивлениями и увеличенной скоростью,
Рис. 3.10. Лабиринтные уплотнения: а — межступенчатое; бив — за последней ступенью
дополнительно теряя при этом энергию давления за счет трения, обусловленного завихрениями потока в указанных полостях. За счет многократного дросселирования воздуха через лабиринтные камеры происходит последовательное уменьшение перепада давления между ними и снижение расхода воздуха через лабиринт более существенное, чем в случае гладкой кольцевой щели одинаковой с ним длины и такой же высоты, как минимальный зазор в лабиринте.
Слой мягкого покрытия наносят на неподвижное уплотнительное кольцо лабиринта с целью обеспечения возможности предельного уменьшения исходного радиального зазора между гребнями и кольцом. При работе двигателя лабиринтные гребни могут легко прорезать себе канавки в этом слое, что не приведет к заклиниванию ротора при температурной усадке корпуса.
Расход воздуха через лабиринт можно вычислить по следующей формуле [60]:
Gn=<V(p^-pf)/(2-/?-U (3.1)
где р0, То — давление и температура воздуха перед уплотнением, Па, К; Pi — давление за лабиринтом, Па; R — газовая постоянная, Дж/(кг-К); z — число гребней; f6=n.Dcp6— минимальная площадь проходного сечения щели, м2; £)ср — средний диаметр щели, м; б — минимальный радиальный зазор между гребнями и уплотнительным кольцом, м; А — коэффициент расхода, учитывающий особенности расширения воздуха в зазоре и торможения в камерах лабиринта. Значения этого коэффициента, существенно зависящие от формы гребней лабиринта, определяют экспериментальным путем. Для лабиринтов, изображенных на рис. 3.10, можно принимать следующие величины: /<=1,27 (см. рис. 3.10, о); А=0,85 (см. рис. 3.10,6); А=1,15 (см. рис. 3.10, в). Указанные величины А получены для зазоров 6=0,1...0,4 мм и числа гребней z=7.
84
При расположении гребней на конической поверхности (см. рис. 3.10, б) площадь сечения щели будет переменной вдоль лабиринта. В этом случае в формулу (3.1) вместо f8 необходимо подставлять величину у [73], где fbK и fbK—минимальные площади проходных сечений в начале и в конце лабиринта.
Как следует из формулы (3.1), расход воздуха через лабиринт можно уменьшить, увеличивая число гребней z. Однако при увеличении z будут существенно возрастать осевые размеры уплотнения. Поэтому при больших перепадах давления применяют многоступенчатые лабиринтные уплотнения, позволяющие разместить большое число гребней на малой длине. Пример двухступенчатого лабиринта приведен на рис. 3. 10, в.
3.5. ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Данные системы и устройства применяют для обеспечения эффективной и надежной работы компрессора в нерасчетных условиях, повышения ресурса его элементов, контроля технического состояния деталей в эксплуатации и для других целей. К ним относятся: устройства защиты входа в компрессор; противообледенительные и противопомпажные системы; системы газодинамической разгрузки роторов от осевых усилий; устройства, предназначенные для осмотра деталей проточной части в эксплуатации. Кроме того, компрессоры имеют системы отбора воздуха на нужды воздушного судна, охлаждение турбин и наддув масляных уплотнений опор.
Для защиты входа в компрессор от посторонних предметов (камней, града, птиц, пыли и т. д.) изучены возможности применения защитных сеток или решеток, устройств струйного и инерционного типов. Несмотря на большую важность данной проблемы отмеченные защитные устройства не получили широкого практического применения, главным образом из-за существенного их отрицательного влияния на топливную экономичность двигателей, обусловленного большими потерями на преодоление гидравлических сопротивлений входа. Защитные устройства применяют, в основном, для вертолетных ГТД, которые работают в условиях запыленной воздушной среды, что приводит к интенсивному эрозионному износу лопаток компрессора. Используют при этом пылезащитные устройства (ПЗУ) инерционного типа с криволинейными входными каналами, сформированными таким образом, что при повороте потока центробежные силы перемещают частицы пыли в пылесборники.
Рассмотрим более подробно основные из вышеотмеченных систем и устройств компрессоров.
85
Противообледенительные системы
Их используют для предотвращения образования льда в условиях высокой влажности и низких температур воздуха на элементах входной части компрессора: коке двигателя; стойках и кольцах переднего корпуса; лопатках ВНА. Обледенение указанных элементов приводит к искажению геометрии входного тракта, что вызывает существенное ухудшение характеристик двигателя и может стать причиной помпажа компрессора. При обледенении возможно также разрушение деталей компрессора кусками льда, сорванными потоком с элементов его входной части.
Для предотвращения образования льда на подверженных обледенению элементах достаточно каким-либо способом подогреть их до температуры наружных поверхностей 20...40 °C. Такой подогрев можно осуществить с использованием имеющихся на двигателе газовых и жидкостных теплоносителей (отработанный газ, горячий воздух, нагретое масло) или специальных электронагревателей.
Из газовых теплоносителей основное применение в ГТД ГА получил горячий воздух температурой 200...250 °C, отбираемый от последних или средних ступеней компрессора. Этим воздухом осуществляют внутренний конвективный обогрев деталей, для организации которого их выполняют с внутренними каналами или двухстеночной конструкции. После обогрева деталей воздух выпускают в проточную часть для использования оставшейся части его энергии. На теплоизолированном трубопроводе подвода воздуха в противообледенительную систему устанавливают заслонку 4 (рис. 3.11) или воздушный клапан, управляемые с помощью силовых гидро- или пневмоцилиндров и электромагнитного клапана. Включение обогрева производится автоматически по сигналу датчика обледенения или вручную.
Рис. 3.11. Схема компрессора с разгрузочными полостями, элементами противопомпажной и противообледенительной систем:
А, Б — передняя и задняя разгрузочные полости; Д — диафрагма;
1 — кок двигателя; 2 — передний корпус компрессора; 3 — рычаг поворота лопаток ВНА; 4 заслонка противообледенительной системы; 5 — лента перепуска воздуха; 6,7 — лабиринты
Применение воздушной системы обогрева требует отбора воздуха в количестве 0,5...1,0% от его общего расхода через компрессор, что вызывает увеличение удельного расхода топлива
86
на 1...2%. Более экономичной могла бы быть система обогрева деталей отработанным газом, подведенным из выходного устройства двигателя. Однако в такой системе высокая температура газа и его химическая активность могут стать причинами коробления (возможно, прогаров) и коррозии обогреваемых деталей. Поэтому системы газового обогрева в ГТД ГА не применяют.
Наиболее экономичным является обогрев деталей горячим маслом, откачиваемым от потребителей маслосистемы, так как при этом одновременно (хотя и частично) решается задача охлаждения масла, что необходимо для его повторного использования в двигателе. При таком способе обогрева должна быть обеспечена надежная герметичность и высокая прочность магистралей противообледенительной системы, чтобы не допустить утечки масла в стыках и при эксплуатационных повреждениях деталей входной части компрессора. Поэтому обогрев маслом применяют, как правило, для массивных цельноизготовленных элементов, например литого переднего корпуса компрессора, лобового картера ТВД и др. Тонкостенные же элементы, такие как кок двигателя и лопатки ВНА, обогревают при этом горячим воздухом по схеме, приведенной на рис. 3.11.
Комбинированный воздушно-масляный обогрев деталей характерен для ТВД, вертолетных ГТД и некоторых типов ТРДД. Многие ТРДД имеют чисто воздушные противообледенительные системы.
Электрические противообледенительные- системы практического применения в ГТД не получили, так как электротермические элементы, которые необходимо размещать на деталях входной части компрессора, могут быть подвержены высокой опасности разрушения и износа от попадания в двигатель посторонних предметов. Данные системы применяют, в основном, для обогрева лопастей воздушных винтов ТВД.
Системы разгрузки роторов от осевого усилия
Данные системы служат для снижения нагруженности и повышения за счет этого ресурса радиально-упорного шарикового подшипника ротора. Их применяют в ГТД больших тяг или мощностей, роторы которых нагружены осевыми усилиями значительных величин. Разгрузку осуществляют путем перераспределения осевых усилий от давления воздуха между ротором и статором компрессора.
Наиболее распространенным способом снижения- действующего на ротор осевого усилия является уменьшение давления воздуха в так называемой задней разгрузочной полости (полость Б, см. рис. 3. 11) путем выпуска из этой полости воздуха в атмосферу или наружный контур ТРДД через калиброванную диафрагму Д и уплотнения проточной части компрессора лабиринтом 6. Давление в разгрузочной полости ръ задают в 1,5...2,0 раза выше атмосферного для обеспечения наддува масляного
87
уплотнения подшипника задней опоры компрессора. Параметры лабиринта 6 подбирают таким образом, чтобы вычисленный по формуле (3.1) расход воздуха через него Сл не превышал 0,5% от расхода воздуха через компрессор.
При заданном давлении ръ площадь проходного сечения калиброванной диафрагмы [а определяют из условия равенства расходов воздуха через нее и лабиринт 6. Исходя из этого условия, величину площади /д можно найти по уравнению расхода воздуха через диафрагму Д:
где р — коэффициент расхода, который можно принимать равным 0,8; ри— давление атмосферного воздуха, Па; Гк—температура воздуха за компрессором, К; /?=287 Дж/кг-К — газовая постоянная; 1,4— показатель адиабаты.
Применение задней разгрузочной полости позволяет уменьшить осевое усилие ротора на величину АРб=(?к—Ръ) (^2Б~ —Д^б) (л/4), которую можно изменять при заданном давлении рщ путем подбора диаметра Д2Б расположения лабиринта 6. Если этого уменьшения недостаточно для обеспечения требуемой долговечности упорного подшипника ротора, то необходимо сформировать переднюю разгрузочную полость.
В передней разгрузочной полости (полость А, см. рис. 3.11) создают повышенное давление воздуха путем его подвода из средних ступеней компрессора через внутренние полости ротора или по внешнему трубопроводу. Давление рА обычно задают в 3...4 раза выше давления на входе в компрессор рв и уплотняют полость А лабиринтом 7, расчет которого производят так же, как и лабиринта 6. За счет применения передней разгрузочной полости осевую силу ротора можно уменьшить на величину АРа= =(рд—рв) (Д2д—£)21а)(л/4) . На такую же величину будет повышена осевая сила, действующая на статор компрессора.
Противопомпажные устройства компрессоров
Данные устройства обеспечивают на нерасчетных режимах близкое к расчетному соответствие между осевой и окружной составляющими потока воздуха на входе в рабочие колеса с целью предотвращения неустойчивой работы (помпажа) компрессора. В компрессорах применяют два основных типа противо-помпажных устройств: 1) устройства перепуска воздуха в атмосферу или наружный контур ТРДД; 2) механизмы поворота лопаток направляющих аппаратов.
Перепуск воздуха осуществляют из средних ступеней компрессора на пониженных (по отношению к расчетному) режимах
88
работы двигателя. В результате этого осевая скорость входа воздуха в рабочие колеса первых ступеней увеличивается, а последних уменьшается, что приближает к расчетным значениям углы набегания потока на рабочие лопатки всех ступеней. При больших значениях (7...8 и более) перепуск воздуха производят последовательно за двумя (иногда даже за тремя) группами первых ступеней, включая при дросселировании двигателя вначале перепуск за первой группой, а затем за последующими.
Отверстия или окна перепуска выполняют в большом количестве, равномерно размещая их по окружности корпуса компрессора в зоне НА или перед рабочим колесом выбранной ступени (рис. 3. 12). Окна перепуска не располагают над рабочими лопатками, так как они могут быть источниками возбуждения колебаний лопаток. (По такому же принципу размещают окна отбора воздуха в противообледенительную систему и для других целей). В зоне перепускных окон крепят к корпусу или выполняют заодно с ним кольцевые коробки 3 или отдельные ресиверы достаточно большого объема, на которых устанавливают запорные устройства какого-либо типа, например гибкую ленту 1, тарельчатые клапаны 4, заслонки 6. Используют также в качестве запорных устройств пластинчатые клапаны (см. рис. 3. 12, г), представляющие собой закрепленные к кольцевой коробке упругие пластины 10 с кулачками 9, на которые в момент открытия перепуска набегают ролики при повороте ведущего кольца 7.
Силовые приводы запорных устройств могут быть пневматическими (пневмоцилиндры), гидравлическими (гидроцилиндры, работающие на основном топливе) или электрическими. Включение перепуска воздуха производится автоматически по сигналам датчиков физической, приведенной частот вращения ротора или степени повышения давления воздуха в компрессоре.
Устройства перепуска воздуха обеспечивают достаточно устойчивую работу компрессора на нерасчетных режимах. Они просты по конструкции и в управлении. Однако включение перепуска сопровождается существенным увеличением удельного расхода топлива и температуры газа перед турбиной. Поэтому режимы работы двигателя с включенным перепуском стремятся не допускать в зону рабочих режимов, что не всегда удается сделать.
Более экономичным способом обеспечения газодинамической устойчивости компрессора на нерасчетных режимах является применение регулируемых направляющих аппаратов (РИА). При таком способе осуществляют поворот потока воздуха до направлений, близких к расчетным, за счет поворота лопаток НА вокруг своей оси. Число РИА может достигать 70% и более от общего числа ступеней компрессора. При дрос^&лировании двигателя лопатки НА первых ступеней поворачивают в направлении уменьшения установочных углов, а последних ступеней — их увеличения.
89
Рис. 3.12. Перепуск воздуха из компрессора:
а — гибкой лентой; б — тарельчатыми клапанами; в — заслонкой; г — пластинчатыми клапанами; 1 — гибкая лента; 2 — ограничитель хода ленты; 3 — кольцевая коробка перепуска; 4 — тарелка клапана со штоком и поршнем; 5 — защитная сетка; 6 — заслонка; 7 — ведущее кольцо; 8 — кронштейн с роликом; 9— кулачок; 10 — упругая пластина; 11 —оболочка корпуса НА
Рис. 3.13. Поворотные лопатки направляющих аппаратов компрессора:
а — двухопорного ВНА; б — НА рамного типа; в — консольного НА; 1 — передний корпус компрессора;
2 поворотные рычаги; 3 — ведущие кольца, 4 — втулки, используемые в качестве подшипников скольжения; 5 — полукольца
Поворотные лопатки РИА (рис. 3.13) имеют цилиндрические цапфы, с помощью которых они опираются на втулки 4 и полукольца 5, выполняющие роль подшипников скольжения. Втулки и полукольца изготавливают из антифрикционных материалов — алюминиевых сплавов, бронзы, фторопласта. На наружные цапфы лопаток закрепляют поворотные рычаги 2, которые шарнирно соединяют с ведущими кольцами 3, используемыми одновременно и в качестве синхронизирующих элементов. Поворот ведущих колец производят через систему рычагов силовыми гидроцилиндрами. Управление механизмами поворота лопаток автоматизировано. Оно производится по сигналам датчиков приведенной частоты вращения ротора или степени повышения давления воздуха в компрессоре.
Во многих ГТД противопомпажные системы оборудованы как РНА, так и устройствами перепуска воздуха. Такие системы наиболее эффективны. Диапазон работы устройств перепуска воздуха в этих системах удается ограничить только режимом запуска двигателя.
3.6. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Центробежные компрессоры уступают осевым по таким показателям, как удельная производительность, КПД и степень повышения давления. Однако они имеют более широкий диапазон устойчивых режимов, малые осевые габариты (но увеличенный диаметр), простую конструкцию и низкую стоимость производства. В маломощных ГТД центробежные компрессоры в ряде случаев более эффективны, чем осевые, поэтому их применение ограничивают данным классом двигателей.
Центробежные компрессоры применяют одно- и двухступенчатые, с одно- и двухсторонним входом воздуха, с лопаточными и безлопаточными диффузорами. По типу рабочих колес они могут быть с открытыми, полузакрытыми и закрытыми колесами [43, 60]. Наибольшее применение в ГТД получили рабочие колеса полузакрытого типа.
Как и осевой компрессор, центробежный имеет вращающийся ротор и неподвижный статор.
Ротор компрессора включает в себя закрепленные на валу 9 (рис. 3.14, а, в) рабочее колесо 3 и вращающийся направляющий аппарат 2. В некоторых конструкциях этот аппарат изготавливают заодно с рабочим колесом 25. Ротор фиксируют в статоре с помощью подшипников качения (обычно на одном шариковом и одном роликовом). Рабочее колесо имеет несущий диск и лопатки, которые чаще всего выполняют радиальными. При его вращении на воздушный поток действуют центробежные силы, перемещая его радиально по межлопаточным каналам, где происходит повышение кинетической энергии и давления воздуха. Вращающийся направляющий аппарат обеспечивает
92
a
Рис, 3.14, Схема центробежного компрессора (а); способы крепления лопаток диффузора в корпусе (б) и рабочих колес на валу (в):
1 — ННА; <2— вращающийся направляющий аппарат; 3 — рабочее колесо; 4 — безлопаточный диффузор; 5 — радиальный лопаточный диффузор; 6 — осевой лопаточный диффузор; 7— лабиринтное уплотнение; 8 — разгрузочная полость; 9— вал; 10— отверстие для снижения давления в разгрузочной полости; // — выходной патрубок; 12— улитка; 13— лопатки радиального диффузора, выполненные заодно с несущим кольцом и распорными втулками; 14 — болт; /5 — корпус диффузора, 1ь н^лки осевого диффузора, изюювленные заодно с корпусом; 17 — паяный радиально-осевой диффузор; 18— штифт; 19 — чопатки осевого диффузора, выполненные заодно с несущим кольцом и фланцем; 20— винт; 21 — лопатки радиального диффузора (изготовлены заодно с несущим кольцом, которое зафиксировано от проворачивания штифтами 18)\ 22 шпилька; 23 гайки с отгибными замками; 24 — шлицы; 25 --рабочее колесо, выполненное заодно с ВНА; 26 — радиальный штифт
плавный безударный вход воздуха в межлопаточные каналы рабочего колеса.
Крепление рабочего колеса и вращающегося направляющего аппарата на валу ротора осуществляют различными способами (см. рис. 3.14, в): шпильками 22; шлицами 24 и гайкой 23; напрессовкой колеса 25 на вал с передачей крутящего момента осевыми штифтами 18; фиксацией на валу гайкой 23 с передачей момента радиальными штифтами 26. Во всех рассмотренных случаях взаимное центрирование элементов ротора выполнено плотной посадкой по цилиндрическим поясам. Для этой цели использованы также и осевые штифты 18.
В полузакрытых рабочих колесах с односторонним входом воздуха на задней торцевой поверхности несущего диска выполняют гребешки лабиринтного уплотнения 7, предназначенного для уменьшения утечек воздуха со стороны выхода из компрессора в разгрузочную полость 8. В полости 8 понижают давление воздуха с целью уменьшения осевой силы, действующей на шариковый подшипник ротора, для чего эту полость соединяют с зоной пониженного давления отверстиями 10 заданной площади проходного сечения.
Рабочие колеса и вращающиеся направляющие аппараты центробежных компрессоров изготавливают штамповкой с последующей механической обработкой из алюминиевых сплавов типа АК2 или АК4. Высоконагруженные рабочие колеса, работающие при высоких окружных скоростях, выполняют из титановых сплавов ВТЗ, ВТ10. Иногда применяют стальные рабочие колеса, выполненные прецезионным литьем. Для валов используют те же стали, что и для валов осевых компрессоров.
Статор компрессора состоит из неподвижного направляющего аппарата (ННА) /, корпуса (в состав которого входят корпусы опор) и диффузора. ННА служит для закрутки потока в сторону вращения рабочего колеса и увеличения его скорости. В схеме компрессора, приведенной на рис. 3.14, а, лопатки ННА выполняют также роль силовых элементов корпуса передней опоры.
Корпус компрессора состоит из нескольких деталей, изготовленных, как правило, литьем и соединенных между собой с помощью фланцев. Жесткость корпуса повышают применением ребер, расположенных радиально и по окружности. На внутреннюю поверхность крышки корпуса со стороны лопаток рабочего колеса наносят слой мягкого покрытия, позволяющего уменьшить зазоры между лопатками и крышкой до предельно возможных значений.
В корпусе компрессора на выходе из рабочего колеса размешают диффузор, который служит для повышения давления путем преобразования кинетической энергии движения потока. Обычно в начале применяют короткий безлопаточный диффузор 4, а за ним располагают лопаточный. В случае кольцевого выходного канала с осевым выходом используют два лопаточных диффу
94
зора — радиальный 5 и осевой 6. Если воздух из компрессора необходимо отводить через отдельные патрубки, то после радиального диффузора размещают улитку 12, в которой продолжается торможение потока, а на выходе из нее—выходные патрубки 11. Лопатки радиального и осевого диффузоров могут быть выполнены литьем совместно с корпусом, но чаще применяют вставные диффузоры с различными способами их крепления к корпусу. Некоторые из этих способов показаны на рис. 3.14, б.
Конструкционными материалами для элементов корпуса центробежного компрессора служат алюминиевые литейные сплавы АЛ4, АЛ5. Лопатки диффузоров иногда изготавливают из сталей для повышения их стойкости к эрозионному износу. Лопатки ННА выполняют из тех же материалов, что и лопатки НА осевых компрессоров.
3.7. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИИ КОМБИНИРОВАННЫХ КОМПРЕССОРОВ
Применение осевых компрессоров в ГТД весьма малых мощностей неэффективно, так как при небольших расходах воздуха лопатки их последних ступеней получаются слишком короткими, что приводит к существенным потерям энергии на непроизводительные перетекания воздуха в радиальных зазорах. Поэтому для обеспечения достаточно высоких значений в компрессорах таких ГТД за осевыми ступенями последовательно устанавливают заключительную центробежную ступень, которая удовлетворительно работает при малых расходах воздуха и может дать от 40 до 75% общей работы сжатия. Выполненные по данной схеме комбинированные компрессоры получили название осецентробежных.
В осецентробежном компрессоре (рис. 3.15, а) рабочее колесо центробежной ступени 12 применяют полузакрытого типа с односторонним входом воздуха со стороны осевой части, что обеспечивает плавность воздушного тракта. В однокаскадных схемах центробежное колесо соединяют с осевыми, формируя общий ротор, например, взаимной напрессовкой его элементов, стягиваемых центральным болтом 14. Возможно применение двухкаскадных схем, в которых осевая часть компрессора и центробежная ступень имеют приводы от отдельных турбин.
В связи с тем, что гидравлическая полость центробежной ступени имеет сложную форму, корпусные элементы для нее целесообразно выполнять литьем. Поэтому для осевой и центробежной частей применяют обычно общий литой корпус 5, имеющий продольные разъемы, а также продольные 6 и поперечные 7 ребра жесткости. Выходную часть компрессора рассматриваемого типа формируют так же, как и для чисто центробежного. В компрессоре, схема которого приведена на рис. 3.15,а,” выходная часть имеет радиальный безлопаточный диффузор Пи
95
улитку 9, от которой воздух отводится в камеру сгорания двигателя отдельными патрубками. Во входной части используют элементы 1—4, характерные для осевых компрессоров.
i
Рис 3.15. Схема осецентробежного (а) и диагонально-осевого (б) компрессоров:
1 — кок двигателя; 2 — внутреннее силовое кольцо корпуса передней опоры; 3 — лопатки ВНА; 4 — внешнее силовое кольцо корпуса передней опоры; 5 — литой корпус направляющих аппаратов; 6 — продольные ребра жесткости; 7 — поперечные ребра жесткости; 8— корпус улитки; 9—улитка; 10— задняя крышка улитки; 11 — безлопаточный радиальный диффузор; 12—рабочее колесо центробежной ступени; 13— корпус задней опоры; 14 — стяжной болт; 15 - - стойки переднего корпуса; 16—передний корпус компрессора; 17—рабочее колесо диагональной ступени; 18 — щелевая проставка; 19 — направляющий аппарат последней ступени; 20 — спрямляющий аппарат; 21 — сварной корпус задней опоры; 22 — стойки корпуса задней опоры
Стремление хотя бы частично устранить недостатки центробежного компрессора и сохранить его положительные качества привело к созданию диагональных ступеней, занимающих по принципу работы и параметрам промежуточное положение между центробежными и осевыми ступенями. В рабочем колесе диагональной ступени сжатие воздуха происходит как от действия центробежных сил, так и за счет уменьшения относительной скорости в расширяющихся межлопаточных каналах. Существенное сжатие воздуха в рабочем колесе позволяет уменьшить степень его торможения и связанные с этим потери в диффузоре, который фактически приобретает функции направляющего аппарата осевой ступени. Отмеченное обстоятельство обусловило целесообразность применения диагонально-осевого компрессора
96
с первой диагональной ступенью и последующими осевыми. Такой компрессор обеспечивает достаточно высокую степень повышения давления при небольшом общем числе ступеней.
Лопатки рабочего колеса диагональной ступени 17 (см. рис. 3.15, б) обычно выполняют заодно с диском, который соединяют с рабочими колесами осевых ступеней по схеме формирования ротора барабанно-дисковой конструкции. При отборе мощности от ротора к потребителям, расположенным в передней части двигателя, подвод воздуха к лопаткам рабочего колеса диагональной ступени осуществляют через радиально-кольцевой канал, образованный между оболочками и стойками 15 литого переднего корпуса компрессора 16. В случае свободной от агрегатов передней части двигателя целесообразно применять осевой вход воздуха в диагональную ступень, исключающий гидравлические потери на поворот потока.
Для расширения диапазона устойчивой работы диагональной ступени и компрессора в целом над этой ступенью выполняют замкнутую кольцевую воздушную полость, сообщаемую с проточной частью окнами щелевой проставки 18.
Осевая часть компрессора данного типа может быть выполнена любыми характерными для осевых компрессоров способами. В частности, для компрессора, схема которого приведена на рис. 3.15, б, корпус направляющих аппаратов 5 применен литой конструкции с продольными 6 и поперечными 7 ребрами жесткости. На выходе установлен сдвоенный неподвижный лопаточный аппарат, состоящий из НА последней ступени 19 и спрямляющего аппарата 20. Корпус задней опоры 21 составлен из нескольких тонкостенных оболочек, соединенных сваркой. Широкие стойки этого корпуса 22 размещены во входном диффузоре камеры сгорания.
Кроме вышерассмотренных, возможно также применение других схем комбинированных компрессоров, например диагональноцентробежного с первой диагональной и второй центробежной ступенями. Для малоразмерного ГТД такой компрессор может обеспечить высокую степень повышения давления при небольшой относительной массе конструкции и приемлемом КПД-
3.8. ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ КОМПРЕССОРОВ
Наибольшее число неисправностей компрессоров связано с попаданием в двигатель посторонних предметов. Крупные предметы, например камни, птицы, крупный град, куски льда с ВПП или РД, могут вызвать локальные забоины и вмятины на деталях проточной части, большие их общие остаточные деформации или даже полное разрушение (обрыв) рабочих лопаток с последующими вторичными разрушениями элементов по всему тракту двигателя. Забоины, вмятины и общие остаточные деформации
7 Зак. 4527
97
лопаток приводят к нарушению расчетной формы проточной части компрессора, что сопровождается падением его КПД,увеличением удельного расхода топлива и температуры газа перед турбиной. Искажение расчетной геометрии поврежденных лопаток вызывает разбалансировку ротора и повышение уровня вибраций двигателя, а также может стать причиной появления новых резонансных режимов и автоколебаний лопаток. Механические повреждения создают повышенную концентрацию напряжений в лопатках, что совместно с вышеуказанным увеличением уровня вибронагруженности развивает возможность их ускоренного разрушения от усталости.
Распространенной неисправностью вентиляторов ТРДД является расстыковка рабочих лопаток по антивибрационным полкам в результате их деформации от ударов посторонними предметами или износа поверхностей контакта полок. Эта неисправность сопровождается увеличением уровня вибронагруженности лопаток из-за утраты полками своих демпфирующих свойств и снижения жесткости рабочего колеса.
Для уменьшения повреждений деталей компрессора крупными посторонними предметами необходимо создавать защитные устройства на входе в двигатель, повышать прочность и жесткость элементов входной части компрессора (особенно рабочих колес первых ступеней), а также размещать воздухозаборники по возможности на большем удалении от поверхности земли. Кроме конструктивных мероприятий по снижению указанных повреждений следует использовать эксплуатационные, такие как тщательная уборка ВПП и РД, уменьшение руления самолетов на аэродроме за счет их буксировки, применение аэродромных средств отпугивания птиц и т. п.
Попадание в двигатель вместе с воздухом большого количества песка и пыли приводит к интенсивному эрозионному износу лопаток компрессора, ухудшающему их аэродинамические и прочностные характеристики. Эрозионному износу (выветриванию) подвержены также мягкие покрытия, применяемые для уплотнения радиальных зазоров проточной части, при котором (как и в случае износа лопаток) падает КПД компрессора и возрастает удельный расход топлива двигателя. Для уменьшения эрозионного износа элементов компрессора применяют пылезащитные устройства на входе в двигатель, рабочие и направляющие лопатки первых ступеней выполняют стальными, используют мягкие покрытия с повышенной эрозионной стойкостью.
Наличие в атмосферном воздухе влажных частиц глины, речного ила и других вязких компонентов может постепенно вызвать сильное загрязнение проточной части компрессора, которое существенно ухудшает параметры двигателя, в том числе его топливную экономичность. В этом случае для восстановления свойств компрессора осуществляют промывку проточной части синтетическими моющими средствами.
98
Атмосферный воздух некоторых районов содержит химически активные вещества, например соли морской воды или солончаковой пыли, которые являются причиной коррозии деталей компрессора, особенно лопаток последних ступеней, где коррозия активизирована повышенными температурами. Наиболее подвержены коррозионным повреждениям тонкие выходные кромки лопаток. Эти повреждения создают повышенную концентрацию напряжений и возможность развития усталостных трещин в лопатках при колебаниях. Для обеспечения высокой коррозионной стойкости на поверхность лопаток наносят различного типа защитные покрытия.
Значительное число неисправностей деталей компрессоров имеет усталостный характер. Усталостные трещины в рабочих лопатках и дисках возникают в результате увеличения вибрационных нагрузок и снижения прочностных свойств материалов под влиянием целого ряда причин (возможно случайных), отдельные из которых рассмотрены выше. Причинами усталостного разрушения деталей могут быть также не обнаруженные в производстве металлургические и технологические дефекты: пустоты и включения в материалах деталей, прижоги поверхностей при шлифовании и т. п.
Для своевременного обнаружения вышерассмотренных неисправностей компрессоров следует выполнять периодические осмотры всех элементов их проточной части. Поэтому корпусы компрессоров оборудуют необходимым количеством смотровых окон. Окна закрывают легкосъемными заглушками, для крепления которых иногда (в труднодоступных местах расположения окон) применяют цанговые замки, открываемые специальными инструментами. Через смотровые окна осуществляют визуальный контроль деталей проточной части с помощью оптических приборов — эндоскопов. Использование в этих приборах гибких волоконных световодов позволяет через одно окно осмотреть детали нескольких ступеней компрессора.
Кроме повреждений деталей проточной части компрессоров возможны неисправности других элементов их конструкции, в частности износ подшипников опор и деталей приводов агрегатов, разрушение масляных уплотнений подшипников и т. д. С целью обнаружения этих неисправностей в эксплуатации следует применять специальные методы контроля, например контроль параметров маслосистем, спектральный анализ масла и др.
Возможны также неисправности элементов вспомогательных систем компрессоров, таких как противообледенительная и про-тивопомпажная системы (засорение датчика обледенения, заклинивание механизма поворота лопаток НА и т. п.). Для поиска неисправностей данных систем используют рекомендации, разрабатываемые отдельно по каждому конкретному двигателю.
7*
99
Глава 4. КАМЕРЫ СГОРАНИЯ
В камерах сгорания ГТД происходит процесс подвода тепла к рабочему телу (воздуху) при горении топлива.
При разработке конструкции камер сгорания стремятся обеспечить выполнение следующих требований по эффективности, надежности работы и технологичности: высокая полнота сгорания на рабочих режимах (не менее 99%); минимальные потери полного давления (б‘ — р*/р‘— (0,94...0,97); широкий диапазон устойчивой работы без срыва пламени и вибрационного горения на всех эксплуатационных режимах полета; надежный запуск на земле и в воздухе; равномерное поле давлений и температур в окружном направлении (для исключения прогаров лопаток сопловых аппаратов и уменьшения вибрационных напряжений в рабочих лопатках); стабильность в процессе эксплуатации радиальной эпюры температур на выходе; достаточная прочность и жесткость узла при малой массе; доступность осмотра элементов камер сгорания в эксплуатационных условиях; низкий уровень содержания вредных веществ (СО, НС, NOX) и дыма в продуктах сгорания.
4.1. ОРГАНИЗАЦИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА В КАМЕРЕ СГОРАНИЯ
Большое влияние на протекание процесса горения в камерах оказывают состав топливовоздушной смеси, температура и давление в камере.
Состав смеси характеризуется коэффициентом избытка воздуха а, который представляет собой отношение действительного расхода воздуха GB к теоретически необходимому для сжигания
где £0 — стехиометрический коэффициент, т. е. количество воздуха, необходимое для сжигания 1 кг топлива (для керосина Lo= 14,75 кг воздуха на 1 кг топлива); GT — секундный расход топлива, кг/с. При полном сгорании смеси стехиометрического состава (а=1) температура продуктов сгорания достигает максимальных значений 2500...2800 К.
При а<1 топлива в смеси содержится в избытке («богатая смесь»); при этом несгоревшее топливо будет отбирать тепло от горючих газов и понижать их температуру. При а>1 («бедная смесь») имеется избыток воздуха (рис. 4.1). При amax<a-<amin наступает срыв процесса горения.
Горение в камере проходит тем интенсивнее, чем выше температура, давление и степень турбулентности потока. Чем выше скорость горения, тем меньше потребный объем камеры, ее габариты и масса.
100
Минимальные габариты будут иметь камеры со стехиометрическим составом смеси (а=1). Однако высокая температура продуктов сгорания такой смеси (~2500 К) недопустима для лопаток турбин при современном уровне жаропрочности материала и технологии производства.
Рис. 4.1. Зависимость температуры продуктов сгорания от коэффициента избытка воздуха
Достигнутый в настоящее время уровень температур газов перед турбиной составляет 1600... 1700 К- Такое снижение температуры по сравнению со стехиометрической требует увеличения коэффициента избытка воздуха в камере до а=2,0...4,0, т. е. «прокачки» через двигатель дополнительного большого расхода воздуха. Это существенно увеличивает габариты двигателя по сравнению с «идеальным» стехиометрическим. Кроме того, смеси такого состава являются практически негорючими.
Отсюда следует, что для организации интенсивного сгорания камера должна содержать зону горения, в которой а= 1,0...1,4^ и зону (область) смешения, где осуществляется подмешивание избыточного воздуха для снижения температуры газов до допустимого уровня.
Принципиальная схема камеры сгорания показана на рис. 4.2. Она состоит из диффузора 1, жаровой трубы 4, наружного 5 и внутреннего 6 корпусов, рабочей форсунки 2. В диффузоре скорость воздуха снижается со 120...140. м/с на входе до 50...70 м/с на выходе из него.
101
Подача воздуха в зону горения в количестве 25...40% осуществляется через отверстия стабилизирующего устройства жаровой трубы и первые ряды отверстий в ее стенках. Стабилизирующее устройство создает интенсивную турбулизацию потока в зоне горения и обеспечивает образование зоны «обратных токов», в которой горячие продукты сгорания перемещаются навстречу свежим порциям топливовоздушной смеси и непрерывно поджигают их. Благодаря этому становится возможным существование стационарного фронта пламени в потоке топливовоздушной смеси, движущейся с большой скоростью (30... ...45 м/с).
Рис. 4.2. Принципиальная схема камеры сгорания:
1—диффузор; 2—рабочая форсунка; 3—фиксатор; 4 — жаровая труба;
5 — наружный корпус; 6 — внутренний корпус
Основная часть расхода воздуха (55... 75%) подводится в жаровую трубу в виде смесительного воздуха (бвц на рис. 4.2). Подвод осуществляется через основные (смесительные) отверстия, расположенные в несколько поясов по длине жаровой трубы. Часть этого воздуха используется для пленочного охлаждения стенок жаровой трубы.
4.2. КОНСТРУКТИВНЫЕ компоновки ОСНОВНЫХ КАМЕР СГОРАНИЯ
По конструктивному выполнению камеры сгорания делятся на индивидуальные, кольцевые и трубчато-кольцевые.
Индивидуальные камеры
Индивидуальные (трубчатые) камеры сгорания применялись на первых реактивных двигателях с центробежным компрессором. Преимущества данной схемы заключаются в хорошей производственной, ремонтной и эксплуатационной технологичности
102
(легкость доводки камеры при ее разработке и испытании, простота сборки, возможность замены в эксплуатационных условиях) .
В то же время принципиальные недостатки трубчатых камер (большие габариты и масса всего узла камеры, большая неравномерность поля температуры газа на выходе) привели к тому, что в современных ГТД индивидуальные камеры почти не находят применения. Одна из выполненных конструкций трубчатых камер сгорания представлена на рис. 4.3.
Рис. 4.3. Трубчатая камера сгорания:
/ — входной конус; 2 — лопаточный завихритель; 3 — центрирующий стакан; 4 — жаровая труба; 5 — сварной кожух
Фронтовое устройство камеры содержит входной конус 1 для дозировки первичного воздуха и лопаточный завихритель 2, включающий десять лопаток, установленных под углом 50° к оси камеры. Во внутреннее кольцо завихрителя установлена двухступенчатая центробежная топливная форсунка. Перфорационный конус интенсифицирует горение за счет турбулизации потока, поступающего в зону горения.
Жаровая труба 4 сварена из отдельных секций, выполненных из жаропрочной листовой стали толщиной 1,2 мм.
Осевая фиксация жаровой трубы достигается тремя центрирующими стаканами 3, расположенными под углом 120° друг к другу. Свободное опирание трубы спереди — на форсунку, сзади — на газосборник обеспечивает свободу ее теплового расширения. Жаровые трубы соседних камер соединяются между собой при помощи соединительных патрубков. Это позволяет выравнивать давление в камерах и осуществлять зажигание смеси при запуске в тех камерах, где нет воспламенителей.
103
Трубчатые камеры хорошо компонуются в сочетании с центробежным компрессором, поскольку диаметр такого компрессора всегда превышает диаметр турбины.
Теплонапряженность данной камеры составляет около 1700 КДж/(м3-ч• Па), потери полного давления — 4%, коэффициент полноты сгорания — 0,97...0,99.
Кольцевые камеры
В кольцевой камере сгорания единая жаровая труба, имеющая вид тороидальной оболочки вращения, расположена в кольцевом пространстве между наружным и внутренним корпусами, ограничивающими проточную часть камеры.
Кольцевые камеры компактны, хорошо вписываются в габариты двигателя, имеют малую массу (5...7% массы двигателя), обеспечивают высокую окружную равномерность температуры газа, обладают хорошими пусковыми свойствами и сравнительно небольшими потерями полного давления.
В то же время кольцевые камеры обладают низкой эксплуатационной технологичностью, так как контроль технического состояния и замена их в эксплуатационных условиях затруднены. Отработка камер в процессе доводки требует громоздких испытательных стендов. Тем не менее, достоинства кольцевых камер сгорания обуславливают все более широкое их применение в конструкциях современных ГТД.
Примеры конструктивного выполнения кольцевых камер представлены на рис. 4.4, 4.5.
В первом случае (см. рис. 4. 4) жаровая труба, выполненная из листового жаропрочного никелевого сплава, фиксируется в осевом направлении с помощью радиальных штифтов, воспринимающих также вес передней части жаровой трубы. Телескопическое соединение обеспечивает опирание задней части жаровой трубы и ее свободное тепловое расширение.
В передней торцевой части жаровой трубы приварена толстостенная плита, в отверстиях и полостях которой вмонтированы лопаточные завихрители, коллекторы и каналы подвода топлива к большому количеству (139 шт.) малорасходных центробежных форсунок.
Секции жаровой трубы соединены роликовой сваркой, а в средней части для повышения ремонтной технологичности установлено заклепочное соединение, демонтаж которого при ремонте позволяет в случае необходимости заменить дефектную заднюю часть трубы. Подача воздуха в зону горения происходит через каналы завихрителей и первые ряды отверстий в стенках жаровой трубы. Смесительный воздух поступает, в основном, через смесительные патрубки. Диффузор камеры — изоградиентный. Для исключения потери устойчивости внутренняя стенка подкреплена ребрами жесткости.
104
Наружная и внутренняя стенка образуют корпус камеры, включенный в силовую схему двигателя и передающий усилия от присоединенных деталей к переходному корпусу.
Отличительной особенностью кольцевой камеры сгорания, показанной на рис. 4.5, является применение дополнительного диффузора в передней части жаровой трубы для снижения скорости воздуха, поступающего в зону горения до требуемого уровня. В сочетании с основным диффузором срывного типа такая конструкция позволяет получить более компактную в осевом направлении камеру.
В малоразмерных двигателях и вспомогательных силовых установках для получения минимальных осевых габаритов часто применяют противоточные кольцевые камеры сгорания, в которых направление потока внутри камеры изменяется на 180°.
Трубчато-кольцевые камеры
Трубчато-кольцевые камеры сгорания образованы комбинацией конструктивных признаков трубчатых и кольцевых камер. Отдельные жаровые трубы расположены в кольцевом пространстве между наружным и внутренним корпусами. Зоны горения соседних жаровых труб сообщаются посредством соединительных патрубков. Наружный и внутренний корпусы включены в силовую схему.
Во многом трубчато-кольцевые камеры включают в себя положительные стороны трубчатых и кольцевых камер. Наличие отдельных жаровых труб облегчает организацию процесса горения и доводку камеры. По сравнению с кольцевыми этот тип камер обладает повышенной эксплуатационной технологичностью.
Для осмотра жаровых труб наружный корпус камеры сдвигают в сторону турбины либо выполняют с продольным эксплуатационным разъемом.
По массе и габаритам трубчато-кольцевые камеры занимают промежуточное положение между трубчатыми и кольцевыми.
Определение основных размеров камер сгорания
Основные размеры камеры сгорания определяют в следующем порядке:
1. Рассчитывают потребный объем жаровой трубы (или суммарный объем жаровых труб для трубчато-кольцевой камеры сгорания):
где GT — часовой расход топлива, кг/ч; Ни — удельная теплота сгорания, кДж/кг; (для керосина Нил;43000 кДж/кг); £кс— коэффициент выделения тепла (£кс=0,98...0,99); р*— давление
105
106
Л'А
s
Рис. 4.4. Кольцевая камера сгорания с многофорсуночным подводом топлива: а — общий вид; б — сечения
§
да
Рис. 4.5. Кольцевая камера сгорания:
1 — спрямляющая лопатка; 2 — фиксатор жаровой трубы; 3, 4, 5 — топливоподающая арматура; 6 — форсунка; 7 — воспламенитель; 8— жаровая труба; 9 — наружный корпус; 10— внутренний кожух
на выходе из компрессора, Па; Qx — теплонапряженность камеры, кДж/м3 • ч • Па.
Величина определяется уровнем температуры газа перед турбиной и типом конструктивной схемы камеры. Величину выбирают в пределах (1,5...3,0) 103 кДж/м3-ч-Па, имея в виду, что более высокие уровни теплонапряженности соответствуют трубчато-кольцевым камерам сгорания и повышенным значениям температур газа.
2. Определяют максимальную площадь поперечного сечения камеры сгорания: G
м3’
УкСср
где Gr — расход газа, кг/с; рк — массовая плотность воздуха на выходе из компрессора; Сср — средняя условная скорость газа в максимальном сечении камеры. По статистике Сср==30...45 м/с.
3. Определяют наружный диаметр камеры сгорания из условия DKC= (1,05...1,1) DK, где DK — наружный диаметр на выходе из компрессора;
4. Определяют внутренний диаметр камеры dKC:
м.
5. Рассчитывают диаметр делительной окружности Da, делящей поперечное сечение камеры на две равновеликие по площади части:
2 ’ М’
6. Определяют площадь поперечного сечения жаровой трубы (суммарную площадь жаровых труб для трубчато-кольцевой камеры) исходя из статистических данных:
77ж=(0,6...0,8) FKC, м2.
Большие значения коэффициента соответствуют кольцевой камере.
7. Рассчитывают длину жаровой трубы:
жч ~~г » М*
'ж
8. Для кольцевой камеры определяют высоту кольца /гж:
/гж=—н-’ м-лПд’
9. Для трубчато-кольцевой камеры диаметр dx и число жаровых труб i находят их уравнений:
^D =id k,
где k—1,1. ..1,5 — коэффициент, учитывающий необходимость промежутка между жаровыми трубами.
109
Совместное решение этих уравнений дает:
г/ж
4FKk
ii2D ’
_2£л_ dx • k
М
Полученное значение i округляют в меньшую сторону до целого числа i* и уточняют диаметр dx:
. л£)а
d==——, м.
ж tk
10. Определяют длину диффузора на входе в камере сгорания; по статистическим данным /диф= (0,4...0,6) /жт. Меньшие величины коэффициента соответствуют срывным и комбинированным диффузорам.
11. Определяют полную длину камеры:
/ —I 4-1
КС гжт « диф’
4.3. КОНСТРУКЦИЯ ЭЛЕМЕНТОВ КАМЕР СГОРАНИЯ
В соответствии с принципами организации рабочего процесса в камере основными элементами ее, обеспечивающими выполнение соответствующих функций, являются: диффузор; фронтовое устройство; смесительное устройство; элементы охлаждения стенок жаровой трубы; элементы крепления; пусковые воспламенители; дренажное устройство.
Конструктивные схемы диффузоров представлены на рис. 4.6. Наиболее прост по конструкции прямостенный диффузор. Угол расширения канала такого диффузора не должен превышать 15° во избежание отрыва потока от стенок. Выполнение этого требования существенно увеличивает длину диффузора, а следовательно, массу и габариты двигателя.
Меньшие осевые габариты имеет,изоградиентный диффузор, спрофилированный по закону постоянного по длине градиента давлений: dp/dx—const. Такой диффузор на расчетном режиме обеспечивает безотрывное течение потока и малые гидравлические потери. Однако вдали от расчетного режима характеристики изоградиентного диффузора существенно ухудшаются, возрастают потери полного давления, искажается поле температур перед турбиной.
Более широкий диапазон устойчивой работы имеет изогради-ентный диффузор с разделителями потока, препятствующими поперечному движению воздуха.
В последнее время широкое распространение получили диффузоры фиксированного срыва (см. рис. 4.6,в), в которых для уменьшения длины узла и стабилизации поля температур перед турбиной обеспечивают торможение потока в канале, заканчивающемся внезапным расширением. Такие диффузоры обладают высокой стабильностью характеристик, минимальными осевыми
110
габаритами, но повышенными потерями полного давления. В ряде конструкций диффузоров применяется комбинация указанных способов торможения потока.
Рис. 4.6. Конструктивные схемы диффузоров камер сгорания: а — прямостенный; б — изоградиентный; в — фиксированного срыва; г — комбинированный (изоградиентный с разделителем потока и фиксированным срывом)
Фронтовые устройства расположены в передней части жаровой трубы. Они осуществляют дозировку воздуха, поступающего в зону горения, и создают зону обратных токов, стабилизирующих фронт пламени в определенной области зоны горения. В некоторых конструкциях камер (см. рис. 4.5) фронтовые устройства жаровых труб содержат дополнительные диффузорные конические каналы, которые в совокупности с основным диффузором обеспечивают требуемое снижение скорости потока. При этом расчетная длина всего диффузора оказывается меньшей.
Основным элементом фронтового устройства является стабилизатор пламени. В реальных конструкциях нашли применение три типа стабилизаторов: лопаточный завихритель (рис. 4.7, а), щелевой (см. рис. 4.7, б) и струйный (рис. 4.7, в) стабилизаторы.
Лопаточный завихритель представляет собой кольцевой канал, по окружности которого установлены от 6 до 15 лопаток, расположенных под углом 45...65° к оси потока. Во внутреннее кольцо завихрителя входит топливная форсунка, наружное кольцо крепится к передней стенке жаровой трубы. Закрученный
111
в лопаточном завихрителе воздух отбрасывается центробежными силами на периферию жаровой трубы, а в центральной ее части образуется зона пониженного давления, способствующая образованию обратных токов. В щелевом и струйном стабилизаторах аналогичный эффект создается за счет принудительного направления воздуха к периферийной зоне.
Рис. 4.7. Стабилизаторы пламени: / а — лопаточный; б — щелевой; в — струйный
К числу фронтбвых устройств, нашедших применение в конструкции некоторых камер сгорания, относят турбулизаторы воздуха (см. рис. 4.3.). Они выполняются в виде конических или плоских перегородок с большим количеством мелких отверстий и устанавливаются на входе в жаровую трубу. Повышенная турбулентность потока после турбулизатора улучшает перемешивание воздуха с топливом, повышает скорость горения и уменьшает длину факела пламени.
Смесительные устройства (см. рис. 4.8) служат для подвода смесительного воздуха в камеру сгорания и снижения температуры продуктов сгорания до допустимого уровня. Применяют два вида смесителей: в виде круглых или эллиптических отверстий большого диаметра, расположенных в несколько рядов в зоне смешения и в виде смесительных патрубков.
Применение смесительных отверстий дает минимальные гидравлические потери, но глубина проникновения смесительного
112
воздуха может оказаться недостаточной, особенно для кольцевых камер сгорания. Смесительные патрубки обеспечивают необходимую глубину и интенсивность перемешивания воздуха с газом, однако они создают большее сопротивление, чем отверстия. Кроме того, возникают трудности с охлаждением концов патрубков, глубоко заходящих в зону горения.
Рис. 4.8. Смесительные устройства: а — в виде отверстий; б — в виде патрубков
Кромки смесительных отверстий подвержены воздействию градиента температур, и в процессе работы двигателя в них возникают термические напряжения. Для снижения этих напряжений кромки изолируют от охлаждающего воздуха с помощью плавающих втулок (рис. 4.9) или повышают жесткость кромок посредством их отбортовки (рис. 4.10). Отбортовка кромок обеспечивает также более глубокое проникновение смесительного воздуха.
Рис. 4.9. Изоляция кромок отверстия: / — плавающая втулка; 2 — стенка жаровой трубы
Рис. 4.10. Отбортовка отверстий
113
8 Зак. 4527
Для снижения температуры стенок жаровой трубы применяют пленочно-заградительное (рис. 4.11, а) или радиаторное охлаждение. По эффективности использования охлаждающего воздуха пленочно-заградительное охлаждение значительно превосходит радиаторное и потому получило широкое распространение.
Рис. 4.11. Охлаждение стенок жаровой трубы: а — пленочно-заградительное; б — душевое + пленочное; в — двойное пленочное охлаждение; г — сравнение эффективности способов охлаждения по величине расхода воздуха; д термокомпенсационные разрезы
Одним из недостатков пленочного охлаждения является высокий уровень температурных напряжений в месте стыка (сварки) двух кольцевых секций, одна из которых, наружная, имеет более низкую температуру, чем внутренняя, обращенная к зоне горения. При этом в наружной оболочке возникают напряжения растяжения, способные вызвать образование трещин. Для снижения температурных напряжений в месте стыка оболочек применяют термокомпенсационные разрезы (см. рис. 4.11, б).
Стремление повысить эффективность использования воздуха, охлаждающего стенки камеры, привело к появлению более сложных систем охлаждения, показанных на рис. 4. 11, б, в. Сравнительный анализ эффективности указанных схем приведен на рис. 4. 11, г. Здесь в качестве 100% расхода охлаждающего воздуха принят расход воздуха при чисто пленочном охлаждении, когда средняя температура стенок жаровой трубы Тст составляет
114
1300 К- Применение более сложных систем охлаждения предусмотрено для двигателей с высокими параметрами цикла: л*= 30...35, К =1750... 1800 К-
Элементы крепления жаровой трубы камеры сгорания должны обеспечить передачу осевой и поперечной силы жаровой трубы и, одновременно, свободное тепловое расширение ее в осевом и радиальном направлении от места фиксации.
Выполнение этого требования достигается установкой фиксаторов, воспринимающих осевую силу жаровой трубы и не препятствующих ее тепловому расширению (рис. 4.12). Осевое усилие жаровой трубы передается на фиксатор 2 сферическим вкладышем 3, размещенным в корпусе 5 с помощью разрезной втулки 4. Постановка сферического вкладыша снижает контактное давление при передаче усилия, чем облегчается свободное тепловое расширение жаровой трубы. В кольцевых камерах сгорания фиксаторы помимо осевой силы передают также поперечную силу жаровой трубы. В индивидуальных и трубчато-кольцевых камерах поперечная сила передается посредством свободного телескопического опирания жаровой трубы спереди — на форсунку, сзади — на газосборник или на соответствующую центрирующую поверхность.
Рис. 4.12. Фиксатор жаровой трубы:
1 — фланец; 2 — фиксатор;
3 — сферический вкладыш;
4 — разрезная втулка; 5 — корпус жаровой трубы; 6 — обечайка
Пусковой воспламенитель обеспечивает начальное воспламенение топливовоздушной смеси в камере сгорания при запуске двигателя. В общем случае воспламенитель содержит свечу 8* 115
поверхностного разряда, устройства подачи топлива и воздуха в камеру сгорания воспламенителя. Для повышения надежности запуска камеры сгорания в нее устанавливают 2...3 воспламенителя. В некоторых конструкциях камер применяют только электрическую свечу зажигания. Это упрощает конструкцию, однако снижает высотность запуска и приводит к воздействию на свечу горячих газов.
Дренажное устройство (рис. 4.13) служит для слива топлива из камеры сгорания после останова или неудачного запуска двигателя. Оно расположено в нижней точке камеры сгорания и при неработающем двигателе сообщает ее с дренажной системой. Устройство состоит из золотника клапана 2 с конической посадочной поверхностью, корпуса 3 с направляющей золотника и пружины 4, стремящейся переместить золотник в верхнее положение. При работе двигателя золотник клапана под действием давления воздуха в камере сгорания перемещается
Рис. 4.13. Дренажное устройство:
1 — стенка корпуса камеры сгорания; 2 — золотник клапана; 3 — корпус; 4 — пружина; а — отверстие слива топлива из камеры сгорания; б — отверстие отвода топлива в дренажную систему
вниз и своей конической посадочной поверхностью садится на седло клапана, выполненное в корпусе устройства. После выключения двигателя давление воздуха в камере уменьшается до атмосферного, золотник усилием пружины поднимается вверх и обеспечивает отвод несгоревшего топлива через отверстие б в корпусе клапана в дренажную систему.
4.4. МЕРЫ БОРЬБЫ С ЭМИССИЕЙ ВРЕДНЫХ ВЕЩЕСТВ В КАМЕРАХ СГОРАНИЯ
Отдельные компоненты продуктов сгорания авиационных топлив токсичны, отрицательно действуют на человека, загрязняют окружающую среду, способствуют образованию фотохимического смога. К таким компонентам следует отнести оксиды азота (Л/Ох), серы (SOX), углерода (СО), сернистые соединения (^2-S), углерода (СН) и дым (частички сажи).
116
Количественно наличие отдельных выбросов оценивают в граммах загрязняющего вещества, приходящегося на 1 кг сгоревшего топлива. К наиболее химически активным выбросам относят соединения серы (SO2, SO3), которые во взаимодействии с водяными парами образуют серную кислоту. Самое радикальное средство борьбы с образованием сернистых соединений — снижение содержания серы в самом топливе.
Эмиссия оксидов азота (NOX) резко увеличивается при повышении температуры, давления газа и времени пребывания смеси в зоне высоких температур. Проблема образования оксидов азота особенно обострилась в связи с ростом параметров цикла авиационных ГТД (л*, Г').
Выбросы оксидов углерода (СО) и углеводородов (СИ) интенсифицируются на режимах малой мощности ГТД, когда вследствие понижения температуры и давления воздуха, поступающего в зону горения, а также ухудшения качества и равномерности распиливания топлива уменьшается полнота сгорания.
Для снижения уровня токсичности выбросов авиационных ГТД применяют следующие меры:
— использование многогорелочных фронтовых устройств с форсунками воздушного распыла. Такая камера обладает низким уровнем вредных выбросов вследствие невысокой температуры в зоне горения и малого времени пребывания смеси в ней (1...2 мс вместо обычных 4...6 мс);
— применение двухзонных- камер с последовательным расположением зон и с предварительным смешением топлива и воздуха (рис. 4. 14). При этом на режиме малой мощности работает только первая (верхняя) зона горения, куда поступает топливовоздушная смесь, подготовленная в предварительной камере смешения. При увеличении режима работы топливо начинает поступать в основную (нижнюю) зону.
Такое последовательное расположение зон горения позволяет использовать зону малой мощности на повышенных режимах как дежурную и увеличить избыток воздуха в основной зоне. Это приводит к уменьшению температуры и времени сгорания смеси в основной зоне и снижению эмиссии /VOA;
—применение двухъярусных камер сгорания (рис. 4.15), в которых, как и в двухзонных камерах, сгорание топливовоздушной смеси оптимизировано на крайних по мощности режимах: на малых нагрузках работает только внешний контур, а при увеличении режима работают обе зоны, причем главная часть топлива подается в основную зону горения.
Попытка реализации современных требований, предъявляемых к камерам сгорания как по эффективности, так и по снижению эмиссии вредных выбросов, осуществлена на экспериментальном ТРДД Е3 (Energy Efficient Engine). Параметры двигателя на взлетном стендовом режиме: л‘=29,9, Т* = 1619 К, GB=55,2 кг/с, т = 4,5, Р=162,3 кН, а=3,09, т]г=(),995. На дви-
117
Рис. 4.14. Схема двухзонной камеры сгорания с последовательным расположением зон:
1 — форсунки зоны малой мощности; 2, 4 — каналы предварительного смешения топлива с воздухом; 3 — зона смешения вторичного воздуха с продуктами сгорания топлива; 5 — форсунки основной зоны горения; 6, 7 — перфорированные конические стабилизаторы пламени;
8 — вставки
Рис. 4.15. Схема «двухъярусной» камеры сгорания:
1 — форсунки основной зоны; 2 — форсунки зоны малой мощности;
3 — электрическая свеча
118
гателе применена двухстадийная (двухзонная) схема сжигания топлива. На режимах малой тяги работает только дежурная зона, что обеспечивает низкий уровень эмиссии СО и несгоревших углеводородов. На повышенных режимах работы подключается основная зона горения, позволяющая получить низкий уровень эмиссий окислов азота NOK. В обеих зонах использованы центробежные форсунки в сочетании с двумя соосными завихрителями с противоположным направлением закрутки воздуха.
Эффективность проведенных на двигателе Е3 мероприятий по снижению уровня эмиссии характеризуется данными, приведенными в таблице.
Уровни эмиссии вредных веществ в продуктах сгорания
Двигатель Эмиссия в единицах ЕРА
СО НС NOX Дым
CF6-50 10,8 4,3 7,7 13
т-7 А 10,4 4,8 6,5 4
Es 4,1 0,52 4,7
В камере сгорания применен диффузор с короткой безотрывной частью и с последующим внезапным расширением потока, нечувствительный к изменению входных профилей скорости.
Другая отличительная особенность этого двигателя — применение эффективных методов охлаждения жаровой трубы. Одна из испытанных модификаций камеры сгорания двигателя предусматривала реализацию принципа охлаждения, показанного на рис. 4.11, в. При этом жаровая труба представляла собой двухстенбчную конструкцию, состоящую из силовой оболочки и внутренней стенки, набранной из отдельных сегментов. Силовая оболочка имеет большое число малых отверстий, через которые подается воздух для оросительного охлаждения каждого сегмента. Каждый из сегментов внутренней стенки устанавливается в соответствующий кольцевой трапециевидный паз силовой оболочки. Продольные стыки между соседними по окружности сегментами перекрывают друг друга и обеспечивают свободное тепловое расширение их в окружном направлении. Кроме того, каждый из сегментов имеет свободу теплового расширения в осевом направлении. Такая конструкция позволяет существенно снизить термические напряжения, возникающие в жаровых трубах на эксплуатационных режимах.
4.5. ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ КАМЕР СГОРАНИЯ
К основным неисправностям камер сгорания, обнаруживаемым в эксплуатации, относятся прогары, коробления и трещины. Причинами появления этих неисправностей являются возникно
119
вение нерасчетных повреждающих факторов и отклонения в технологии изготовления и сборки узла.
Возникновению нерасчетных повреждений способствует нага-рообразование, появление которого свидетельствует о неполном сгорании топлива и несовершенстве организации процесса горения в данной камере. Отложение нагара на торцах форсунок искажает фронт пламени и поле температур. Это приводит к прогарам или перегреву и короблению стенок жаровой трубы, что еще более искажает структуру газового потока. Образование нагара на стенке жаровой трубы приводит к изоляции стенки от охлаждающего воздуха, местному повышению температуры и короблению (потере устойчивости) данного участка жаровой трубы. К короблению и последующему трещинообразованию стенок жаровой трубы приводит применение нестандартного или загрязненного топлива. В этом случае частичное засорение отдельных форсунок приводит к резкому перераспределению подаваемого в камеру топлива и искажению структуры газового потока. К аналогичным результатам приводит попытка повторного запуска двигателя после неудачного без предварительной холодной прокрутки и продувки газовоздушного тракта. Несмотря на наличие дренажного клапана, соединяющего нижнюю полость камеры с системой дренажа, загорание остатков топлива на стенках камеры при повторном запуске может привести к перегреву и короблению камеры.
Другой распространенный дефект камер сгорания, обнаруживаемый при эксплуатационном периодическом осмотре внутренних полостей, — трещинообразование. Основная причина появления трещин — повышенный уровень термоциклического воздействия в зонах, имеющих значительный температурный градиент, например на кромках отверстий подвода вторичного воздуха, в местах стыка горячей и относительно холодной оболочек. Появлению таких трещин способствуют отклонения в геометрии деталей или технологии их изготовления и сборки: чрезмерно острые кромки отверстий, остаточные напряжения после сварки, перекосы и несоосности при монтаже.
Другая причина образования трещин — резонансные колебания тонкостенных оболочечных конструкций, составляющих камеру сгорания. Такие колебания выявляются в процессе длительных стендовых испытаний и впоследствии устраняются усилением конструкции или перераспределением ее жесткости.
Глава 5. ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
Газовая турбина представляет собой лопаточную машину, в которой происходит отбор энергии сжатого и нагретого газа и преобразование ее в механическую энергию вращения ротора.
Газовая турбина должна отвечать основным требованиям, предъявляемым к узлам авиационного двигателя: обладать
120
компактностью, возможностью реализации большой единичной мощности при необходимом уровне надежности и удовлетворительной экономичностью.
Классифицируют газовые турбины в зависимости от направления движения газового потока, количества ступеней и каскадов, а также способов использования теплоперепада и подвода газа к рабочему колесу.
По направлению движения потока различают осевые и центростремительные турбины. В осевых турбинах поток в меридиональном сечении движется в основном вдоль оси турбины, в центростремительных — практически перпендикулярно к ней. Осевые турбины используются практически во всех типах ГТД. Центростремительные турбины применяют в основном при малых расходах газа (например, в ВСУ); в этом случае их КПД может превышать КПД осевых турбин.
Газовые турбины бывают одно-, двух- и многоступенчатые. Число ступеней определяется назначением и конструктивной схемой турбины, величиной располагаемой энергии и нагрузкой на ступень. Так, для ТРД характерно наличие одной — двух ступеней; в ТВД и ТРДД их число может доходить до 6 и более.
По числу каскадов различают одно-, двух- и трехкаскадные турбины. Однокаскадными в настоящее время являются в основном турбины ГТД небольшой тяги (мощности), а также ВСУ различного назначения. Большинство турбин современных ГТД — двухкаскадные. В некоторых ТРДД применяют трехкаскадные схемы.
Большинство газовых турбин являются реактивными (турбины со ступенями давления), в которых давление газа уменьшается как в сопловых аппаратах, так и на рабочих лопатках. Активные турбины, в которых на рабочем колесе происходит лишь поворот потока, применяются в основном в воздушных турбостартерах.
Иногда используют парциальные ступени турбины, где газовый поток подводится к сопловому аппарату турбины в некоторой части окружности. Однако КПД такой турбины меньше, чем при подводе газа по всей окружности, и применяют их в авиационных ГТД в тех случаях (например, в подъемных вентиляторах), когда существенно улучшаются другие характеристики (компоновочные, массовые и др.).
5.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ КОМПОНОВКИ ОСЕВЫХ ТУРБИН
Конструктивные компоновки турбин определяются формой проточной части, силовой схемой двигателя, а также числом ступеней и каскадов.
Проточная часть многоступенчатой турбины может быть схематизирована в виде нескольких форм меридионального профиля, образующихся при постоянных среднем, наружном и внут-
121
рением диаметрах всех ступеней. В первой схеме (см., например, рис. 2.5) теплоперепад (или работа турбины) распределяется между ступенями практически поровну, взаимная компоновка ступеней является наилучшей, а углы расширения меридионального сечения как во втулочной, так и в периферийной частях турбины невелики, что способствует снижению потерь. Во второй схеме из-за уменьшения среднего диаметра величина срабатываемого теплоперепада снижается от первой ступени к последней, что приводит к росту их потребного числа. Из других недостатков следует отметить увеличение угла расширения во втулочной части турбины, что может вызвать отрыв потока, а также увеличение длины лопаток последних ступеней по сравнению с предыдущей схемой, приводящее к снижению их статической и динамической прочности. К преимуществам данной схемы можно отнести упрощение технологии изготовления корпуса турбины (он имеет цилиндрическую форму) и более удобную компоновку с выходным устройством.
Применение схемы с постоянным внутренним диаметром (см. рис. 2. 6) позволяет получить минимальное количество ступеней турбины и наименьшую длину лопаток последних ступеней. Дальнейшего уменьшения числа ступеней можно достигнуть при увеличении как наружного, так и внутреннего диаметров турбины. Такая схема может применяться в турбинах ТРДД с большой степенью двухконтурности (см. рис. 2.4), где возникает необходимость увеличения диаметра турбины вентилятора из-за низкой частоты вращения ротора. Однако компоновка таких турбин с выходным устройством затрудняется.
В реальных конструкциях учет указанных факторов приводит к применению комбинированных схем меридионального профиля (см., например, рис. 2. 3).
Силовая схема турбины составляет часть общей силовой схемы двигателя и ее особенности определяются прежде всего числом и расположением опор роторов турбины. В одновальном ГТД ротор турбины имеет, как правило, один роликовый подшипник, который располагается перед или за дисками турбины. При этом в трехопорной схеме ротора ТТД ротор турбины другим своим концом опирается на ротор компрессора, а соединение роторов обеспечивает передачу крутящего момента, осевого и радиального усилий (см. рис. 2. 15). В двухопорной схеме ротор турбины представляет собой единый узел с ротором компрессора (см. рис. 2. 14). Если опора размещена перед дисками турбины, то последние располагаются консольно•(при этом число дисков, как правило, не превышает трех) и между компрессором и турбиной имеются радиальные силовые элементы, связывающие корпус подшипника с наружной частью корпуса двигателя. Иногда эти силовые элементы располагают внутри сопловых лопаток первой ступени турбины.
122
При размещении опоры за дисками ротор турбины выполняют с повышенной изгибной жесткостью, а корпус подшипника соединяют с наружными элементами статора силовыми стойками.
В двухвальном ГТД ротор ТВД имеет обычно один подшипник, который можен располагаться как перед дисками (см. рис. 2.1), так и за дисками турбины (см. рис. 2.2). Ротор ТНД одно- или двухопорный; в последнем случае одна из опор (см. рис. 2. 1) размещается за дисками, а вторая — внутри ротора ВД (межвальная опора). Корпус турбины имеет, как правило, силовые радиальные связи как перед турбиной, так и за ней.
Оригинальна схема, представленная на рис. 2. 2, в которой ротор ТВД через межвальный подшипник опирается на ротор ТНД. Конструкция с межвальной опорой позволяет упростить силовую схему корпуса, однако здесь возникают трудности с обеспечением смазки и охлаждения подшипника.
Особенности компоновки турбины трехвального ТРДД видны из рис. 2. 3. Опоры ТВД и ТСД размещены в одном корпусе, соединение которого с наружными элементами статора турбины осуществляется через радиальные силовые связи, расположенные внутри сопловых лопаток второй ступени турбины. Корпус подшипника ТНД связан с наружным корпусом силовыми стойками.
5.2. РОТОРЫ ОСЕВЫХ ТУРБИ Н
Основными элементами конструкции роторов турбин являются рабочие лопатки, диски и валы. В межлопаточных каналах, образуемых рабочими лопатками, осуществляется преобразование энергии газового потока; диски служат для размещения лопаток и воспринимают нагрузки, возникающие при вращении ротора. Валы обеспечивают передачу крутящего момента к компрессору или редуктору, а также служат для размещения подшипников, через которые производится передача нагрузок на корпус двигателя.
Кроме того, в конструкции ротора турбины имеются детали соединений с валом турбины, уплотнений опор, межступенчатых уплотнений, а в многоступенчатых роторах — элементы соединения дисков между собой.
Силовая схема ротора турбины определена прежде всего общей силовой схемой турбины, т. е. числом и расположением опор и силовыми связями между ротором и корпусом, а также способом взаимной связи дисков между собой и валом. Ввиду больших по сравнению с ротором компрессора уровней действующих температур и центробежных нагрузок в конструкции роторов турбин не применяется барабанная схема. Основные виды силовых схем: дисковая, в которой крутящий момент с каждого диска передается на вал турбины, и барабанно-дисковая, где передача крутящего момента осуществляется через барабанные участки, выполненные заодно с диском или в виде отдельных деталей.
123
5.2.1. РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ
Рабочая лопатка — одна из наиболее ответствейных и напряженных деталей ГТД. Ее основными элементами (рис. 5. 1) являются перо и хвостовик.
Рис. 5.1. Рабочая лопатка турбины:
/ — бандажная полка; 2 — профилированная часть (перо); 3 — ножка хвостовика; 4 — хвостовик
Параметры профилированной части лопатки (рис. 5. 2, а) должны обеспечить получение расчетных газодинамических характеристик решетки профилей. Для упрощения технологии изготовления пера его вогнутая поверхность (корыто) очерчивается дугой (или дугами) окружности, а выпуклая поверхность (спинка)—отрезками параболы или лемнискаты. Входная и выходная кромки пера очерчиваются обычно дугами окружностей и выполняются преимущественно прямолинейными по радиусу. При совмещении профилей в различных сечениях их центры масс располагаются с учетом снижения напряжений изгиба в рабочих лопатках.
Максимальная относительная толщина профиля пера по хорде Стах меняется от 20...25% в корневом сечении до 4...6% в концевом. Радиусы входных кромок гвх составляют 0,02...0,06, а выходных гвых — 0,01...0,02 от хорды. Охлаждаемые лопатки имеют большие значения относительных толщин и радиусов кро
124
мок. Лопатки с кольцевым бандажом обладают повышенной несущей способностью, поэтому относительные толщины их профилей уменьшают.
Хвостовик обеспечивает крепление рабочей лопатки к диску. Исключительное распространение в турбинах получил хвостовик
Рис. 5.2. Профили рабочих (с) и сопловых (б) лопаток: 1 — профиль в концевом сечении; 2 — профиль в корневом сечении; Ь — хорда профиля; t — шаг профилей
елочного типа, что объясняется прежде всего рациональным использованием материала в соединении лопатки и диска. Это дает возможность обеспечить передачу значительных нагрузок при относительно небольших размерах хвостовика и разместить необходимое количество лопаток.
Угол клина гребенок хвостовика выбирают в пределах 25...50°. Число пар зубьев гребенки в выполненных конструкциях варьируется от 2 до 6. С увеличением числа зубьев снижается нагрузка, приходящаяся на каждую пару, но одновременно растет концентрация напряжений из-за уменьшения радиусов закруглений (до 0,4...0,8 мм) во впадинах между зубьями и неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев. Уменьшение числа пар зубьев приводит к обратному эффекту.
Для повышения равномерности распределения нагрузки между зубьями требуется выполнять геометрические параметры
125
соединения с большой точностью. Выравниванию нагрузки между зубьями в определенной мере способствуют пластические деформации, возникновение которых обусловлено высоким уровнем температур в соединении.
Установка лопаток в паз диска осуществляется с некоторым зазором (0,2...0,3 мм), что устраняет возможность возникновения дополнительных напряжений в ободе диска при нагреве лопатки (температура лопатки на рабочих режимах выше температуры диска). Свободная посадка лопаток в диск упрощает также сборку и их замену при ремонте. Возможность «качки» лопаток в тангенциальном направлении способствует снижению напряжений изгиба (лопатки имеют некоторую возможность самоустановки под действием центробежных и газовых нагрузок), а также улучшению вибрационных характеристик за счет конструкционного демпфирования (демпфирование в соединении елочного типа может в 2...6 раз превышать уровень рассеяния энергии в материале). Следует иметь в виду, что с увеличением частоты вращения ротора указанные эффекты снижаются, а при частотах (0,50...0,75) мтах лопатка практически жестко защемляется в диске.
К недостаткам данного типа крепления следует отнести сложность изготовления хвостовика и плохой теплоотвод от лопаток к диску из-за малой поверхности контакта (в определенной степени последний недостаток устраняется продувкой соединения охлаждающим воздухом).
Осевая фиксация лопаток относительно диска осуществляется в большинстве случаев отгибными пластинчатыми замками (фиксаторами). Это связано с тем, что действующая на лопатку в осевом направлении составляющая газовой силы в несколько раз меньше возникающей при вращении силы трения.
В соединении пера с хвостовиком располагается полка хвостовика, образующая профиль проточной части. Применение ножки хвостовика между полкой хвостовика и его частью, предназначенной непосредственно для крепления, обеспечивает тепловую защиту соединения лопатки с диском и снижение температуры обода диска. Эффективность такой конструкции возрастает при продувке полостей между ободом диска и полкой хвостовика охлаждающим воздухом. Например, в одной из конструкций ГТД переход на лопатки с ножкой хвостовика дал возможность при повышении температуры газа на 90 °C снизить температуру обода диска на 25 °C [60]. Снижение температуры в периферийной части диска уменьшает уровень температурных напряжений и повышает его запасы прочности. Следует иметь в виду, что из-за уменьшения теплоотвода от лопатки ее температура возрастает.
В большинстве случаев рабочие лопатки современных газовых турбин имеют в концевой части пера бандажные полки, которые способствуют повышению вибропрочности и уменьшению
126
перетекания газа в зазоре между рабочей лопаткой и корпусом турбины. Кроме того, полочное бандажирование позволяет иногда применить более тонкие профили, что ведет к снижению
гидравлических сопротивлений и повышению газодинамической эффективности решетки профилей турбины, а также снижению массы лопаток и всего ротора турбины в целом (причем снижение массы может быть весьма значительным — до 25...40%).
Существуют два основных способа полочного бандажирования: кольцевое и попарное. В первом случае объединяются в кольцо все лопатки рабочего колеса. Между ними создается гарантированный натяг за счет начальной закрутки лопаток при их установке в диск. Натяг поддерживается при работе за счет раскрутки лопаток центробежными силами. Полка пера лопатки имеет при этом характерную зигзагообразную форму (рис. 5.3), обеспечивающую создание необходимого удельного давления в стыке лопаток. Повышение вибропрочности здесь достигается не только за счет увеличения демпфирования, но, в основном, в результате повышения жесткости системы и изменения условий возбуждения резонансных колебаний (последние могут возникнуть лишь в случае равенства порядка гармоники возбуждающей силы числу волн симметричных колебаний).
При попарном бандажировании две лопатки (рис. 5.4) устанавливаются в один паз диска и прижимаются друг к другу при вращении изгибающими моментами центробежных сил (при этом между парами лопаток имеется зазор). Здесь снижение вибрационных напряжений в лопатках происходит в основном за счет возрастания конструкционного демпфирования. При наличии контактной поверхности в хвостовике уровень вибронапряжений снижается в 2,5...3,0 раза по сравнению
Рис. 5.3. Форма бандажных полок:
1 — гребешки лабиринтного уплотнения;
2 — направление вращения
Рис. 5.4. Спаренные рабочие лопатки:
/ — бандажная полка; 2 — перо; 3 — полка хвостовика; 4 — ножка хвостовика; 5 — хвостовик
с лопаткой, имеющей индивидуальное крепление; дополнитель-
ный контакт по бандажным полкам снижает переменные напряжения в 3...4 раза. 127
Для уменьшения перетекания газа полки имеют лабиринтные гребешки. Использование бандажных полок наиболее эффективно снижает гидравлические потери на коротких лопатках — повышение КПД турбины может достигать 2...3%.
В некоторых ГТД для повышения вибропрочности лопаток применяется другой вид бандажирования, заключающийся в объединении лопаток в пакет (по 6... 12 шт.) или кольцо отрез-' ками проволоки или втулками, расположенными в перьях или хвостовиках лопаток. Но изменение собственных вибрационных характеристик лопаток в данном случае невелико, а при расположении бандажа в проточной части резко возрастают гидравлические потери.
Одним из вариантов конструкции, способствующей повышению вибропрочности, является составная лопатка. На практике она реализуется в охлаждаемых конструкциях с дефлектором, расположенным во внутренней полости (рис. 5. 5). Основной эффект достигается за счет повышения рассеяния энергии на трение между дефлектором и стенкой лопатки. При этом уровень вибрационных напряжений (особенно при колебаниях по высокочастотным формам) может быть снижен в 2...4 раза.
Охлаждаемые рабочие лопатки имеют три основных типа конструкции: с внутренними каналами, с дефлектором и гильзовые. Первые (рис. 5. 6) отличаются конфигурацией и способом получения воздушных каналов. Наиболее проста технология изготовления лопаток с каналами, обеспечивающими радиальное течение охлаждающего воздуха. Однако неравномерность температурного поля здесь может достигать 150...200 К -при этом наиболее нагретыми оказываются входные и выходные кромки лопатки, где практически невозможно расположить необходимое число каналов. Неравномерность охлаждения может быть снижена за счет петлевой схемы движения воздуха.
Каналы внутри штампованных лопаток получают следующим образом: в заготовке лопатки электроискровым способом обрабатывают каналы, в которые вставляют стальные стержни; затем производится штамповка заготовки со стержнями; после штамповки стержни вытравливают. В литых лопатках в модели размещают кварцевые трубки, также вытравливаемые после отливки.
Более эффективное охлаждение достигается в лопатках с интенсификаторами теплоотдачи, в качестве которых могут использоваться штырьки (рис. 5. 7). Они обеспечивают турбулизацию потока охлаждающего воздуха, вследствие чего повышается коэффициент теплоотдачи.
В лопатках с дефлектором (см. рис. 5. 5) может быть организовано не только радиальное, но и осевое движение охлаждающего воздуха. Технология изготовления таких лопаток значительно проще, а эффективность охлаждения может быть выше за счет оптимального распределения воздуха внутри лопатки: обычно он подводится к внутренней стороне передней кромки, а
128
Рис. 5.5. Рабочая лопатка с дефлектором:
/ — дефлектор; 2 — отверстия для выхода охлаждающего воздуха; 3 — ребра иа внутренней стенке лопатки
Рис. 5.6. Рабочие лопатки с радиальным (а) и петлевым (б) движением охлаждающего воздуха во внутренних каналах
затем движется в осевом направлении между стенками лопатки дефлектора, выходя через отверстия в задней кромке в газовый поток. Следует иметь в виду, что при большой закрутке пера лопатки установка дефлектора весьма затруднительна.
Соединение лопатки с дефлектором и получение внутри лопаток каналов сложной конфигурации может быть упрощено применением составной конструкции, в которой лопатка первоначально изготовляется из двух половин, соединяемых затем между собой сваркой или пайкой. Такие лопатки не получили
9 Зак. 4527
129
до сих пор широкого распространения из-за снижения как статической, так и динамической прочности конструкции.
Гильзовая (оболочковая) лопатка (рис. 5. 8) состоит из силового стержня, к которому прикреплена оболочка, образующая профильную часть лопатки. В этом случае газовые силы воспринимаются оболочкой и передаются вместе с центробежными нагрузками на силовой стержень. Температура последнего существенно ниже температуры оболочки, что обеспечивает необ
Рис. 5.7. Рабочая лопатка с интенсификаторами теплоотдачи:
1 — штырьки
Рис. 5.8. Гильзовая рабочая лопатка:
1 — оболочка; 2 — силовой стержень
ходимую прочность конструкции. Подобный тип охлаждаемой лопатки позволяет реализовать проникающее (пористое) охлаждение— в этом случае оболочка изготовляется навивкой из жаропрочной проволоки, спекаемой затем для получения связанной структуры, или из набора сетчатых листов. Одним из недос
130
татков рассматриваемой конструкции является необходимость подбора материалов для снижения напряжений, возникающих из-за различия температур оболочки и стержня.
Рабочие лопатки турбин изготавливаются в настоящее время в основном из сплавов на никелевой основе, обладающих необходимой жаропрочностью и жаростойкостью, длительной прочностью, а также достаточной пластичностью, высокой теплопроводностью и малыми коэффициентами линейного расширения. К ним относятся ХН77ТЮР (ЭИ437Б), ХН70МВТЮБ (ЭИ598), ХН70ВМТЮ (ЭИ617), ХН62МВКЮ (ЭИ867), ЖС6К, ЖС6У, ЖС6КП, ХН55ВМТКЮ (ЭИ929) и др. Для повышения жаростойкости лопатки алитируют, т. е. насыщают поверхность пера алюминием методом горячей диффузии, а также применяют другие типы защитных покрытий.
Разрабатывают новые сплавы на молибденовой и ниобиевой основе, а также металлокерамические и спекаемые материалы. Первые требуют специальных антикоррозийных покрытий, вторые же, напротив, обладают высокой коррозийной стойкостью, а их механические свойства практически не меняются при нагреве до 1500...1600 К. Плотность металлокерамических материалов в 1,5...3,0 раза меньше, чем у традиционных жаропрочных сплавов, что снижает контурную нагрузку на диски в случае их применения в конструкции рабочих лопаток. Однако существующие керамические материалы малопластичны и, следовательно, обладают повышенной чувствительностью к динамическим нагрузкам и местным концентраторам напряжений.
5.2.2. ДИСКИ, ВАЛЫ И ИХ СОЕДИНЕНИЯ
Диск турбины состоит из обода и полотна. Обод представляет собой периферийную часть диска, предназначенную для размещения и крепления рабочих лопаток. Ширина обода в 1,2...2,5 раза превышает толщину полотна; форма в меридиональном сечении — прямоугольная или трапециевидная (чаще расширяющаяся от центра к периферии диска). Пазы соединения елочного типа выполняются по оси диска или под некоторым углом для размещения большего числа лопаток.
Профиль полотна диска для оптимизации распределения напряжений по радиусу выполняют обычно коническим с увеличением толщины сечения к центру. Угол конусности невелик (не более 4...8°), а отношение максимальной и минимальной толщин находится в пределах 1,2...2,5, причем большие значения относятся к дискам большего диаметра и с большим перепадом температур по радиусу.
Диски с центральным отверстием имеют уширение в центральной части — ступицу, служащую для снижения окружных напряжений на радиусе отверстия.
13 полотне диска выполняют отверстия для прохода охлаждающего воздуха. На диске имеются также фланцы для креп
9*
131
ления лабиринтных колец и втулок, вращающихся дефлекторов, балансировочных грузиков. Для снижения концентрации напряжений все переходы на дисках выполняют плавными, а кромки отверстий скругляют и полируют.
Диск имеет барабанные участки или фланцы для соединения дисков между собой и с валом. В зависимости от особенностей соединения дисков между собой и с валами различают неразборные и разборные роторы.
Соединение дисков с валом или между собой должно обеспечивать надежную передачу нагрузок (прежде всего крутящего момента и осевой силы), сохранять центровку и балансировку ротора, быть достаточно технологичным в производстве и ремонте. Кроме того, соединение диска с валом должно обладать повышенным термическим сопротивлением, препятствующим передаче тепла на вал и далее на подшипник.
К неразборным относятся конструкции, в которых диск выполняется заодно с валом или они соединяются между собой сваркой. Такие конструкции находят применение в малогабаритных ГТД и воздушных турбостартерах из-за простоты конструкции и малой массы. В маршевых двигателях их применение ограничено низкой ремонтной технологичностью, повышенным теплоотводом в вал, а при использовании сварки — требованиями к ее высокой надежности.
Неразборным в роторах является фланцевое соединение радиальными штифтами (рис. 5.9). В этом случае нагретый диск своим развитым буртом с цилиндрической центрирующей поверхностью сочленяется с фланцем вала. В рабочем
Рис. 5.9. Соединение ротора турбины:
1 — диск 1-й ступени; 2, 5 — радиальный штифты; 3 — вал турбины; 4 — силовое соединительное кольцо; 6 — диск 2-й ступени
132
состоянии в соединении возникает натяг 0,2...0,5 мм. Затем в совместно обработанные радиальные отверстия устанавливают с натягом штифты, которые заваль-цовываются или фиксируются от выпадания под действием центробежных сил специальным кольцом.
В подобном соединении осевые силы и крутящий момент передаются как силами трения, возникающими на цилиндрической поверхности, так и радиальными штифтами; они же обеспечивают и взаимную центровку сочленяемых деталей. Следует иметь в виду, что при нагреве диска и его растяжении центробежными силами натяг по цилиндрической поверхности уменьшается. В некоторых случаях для повышения жесткости соединения диска с валом предусматривают дополнительный цилиндрический стык— «горячую центровку» (в холодном состоянии в этом стыке имеется радиальный зазор). Снижение теплоотвода к валу достигается уменьшением поверхности контакта или размещением соединения на обратной к опоре стороне диска (рис. 5. 10).
Рис. 5.10. Фланцевое штифтовое соединение ротора турбины:
/ — фланец диска; 2 — радиальный штифт; 3 — фланец вала
Более широко применяют в турбинах разборные соединения. Наиболее часто (особенно в многоступенчатых конструкциях) используют соедииеиия с вне-центреииыми стяжными элементами (рис. 5. 11). Стяжные болты (или шпильки) обеспечивают осевое соединение дисков между собой и валом. При этом за счет сил трения, возникающих на торцевых поверхностях, осуществляется передача как крутящих моментов, так и поперечных сил. Для повышения надежности соединения в стыках предусматривают дополнительные элементы, в качестве которых применяют призонные цилиндрические втулки (рис. 5. II, б), конические поверхности на стяжных болтах в местах стыка (рис. 5. 11, в) или торцевые шлицы (рис. 5. II, а). Указанные элементы обеспечивают как передачу крутящего момента, так и окончательное центрирование сопрягаемых деталей. При этом стяжиой элемент оказывается разгруженным от крутящего момента. Для исключения прогиба стяжного болта (или шпильки) под действием центробежных сил на нем выполняют опорные поверхности, а для предотвращения скручивания болта при затяжке гайки — специальные поверхности, с помощью которых болт удерживают ключом при сборке.
В случае когда стяжные элементы обеспечивают стягивание нескольких дисков, для их последовательного демонтажа в соединении предусматривают сухарики (рис. 5. 11, б) или фиксирующие кольца.
Представляет интерес конструкция, приведенная на рис. 5.12. Здесь диск соединяется с фигурным фланцем вала осевыми призоиными штифтами. Дополнительно центрирование осуществляется цилиндрической поверхностью в стыке фланцев вала и диска. Для уменьшения влияния деформаций диска иа параметры соединения фланец диска соединяется с его ступицей упругой перемычкой.
133
Рис. 5.11. Соединения роторов турбин торцовыми шлицами (а); призонными втулками (б); болтами, имеющими призонные конические поверхности (в):
1 — барабанный участок предыдущего диска; 2— соединительный болт (шпилька); 3— барабанный участок последующего диска; 4 — сухарик; 5 — призонная втулка
Рис. 5.12. Соединение дисков с валом турбины:
1, 5 — диски; 2—втулка; 3—гайка; 4—вал; 6 — осевой призонный штифт; 7 — упругая перемычка
В перемычке предусмотрены отверстия для прохода воздуха, охлаждающего соединение дисков с валом. Осевая фиксация диска осуществляется с одной стороны упором во фланец вала, а с другой (для удобства сборки) — гайкой через удлиненную втулку.
В ряде случаев для удобства монтажа и демонтажа ротора турбины (особенно в модульных конструкциях) диски соединяются с промежуточной втулкой, которая насаживается на вал (рис. 5. 13). Передача крутящего момента от втулки к валу производится эвольвентными или прямоугольными шлицами; центрирование — по двум цилиндрическим или одной цилиндрической и второй конической поверхностям.
В барабанно-дисковых конструкциях барабан образуется или участками, составляющими единое целое с дисками, или выполнен в виде отдельной детали. В этом случае для снижения нагрузок, действующих на барабан, место его стыков с дисками, стремятся разместить на таком радиусе, где деформация диска и барабана равны и последний приобретает коническую форму (см. рис. 5. 9).
В дисковых конструкциях турбин большого диаметра для повышения осевой жесткости конструкции предусматривают дополнительные барабанные проставки, соединяющие диски в периферийной части (см. рис. 2. 3).
Рис. 5.13. Соединение роторов турбин с центрированием по двум цилиндрическим поверхностям (а), по цилиндрической и конической поверхностям (б):
1. 14 — регулировочные кольца; 2, 13 — валы турбины; 3, 10— промежуточные втулки; 4, 12—центрирующие втулки; 5, // — гайки;
6 — призонный соединительный болт; 7, 8, 16 — диски; 9—-радиальный конический штифт; 15 — упорное кольцо
135
При креплении к диску вращающихся дефлекторов принимают меры для предотвращения их колебаний и отрыва под дейс-
Рис. 5.14. Соединение вращающегося дефлектора с диском:
/ — рабочая лопатка; 2 — диск; 3 — вращающийся дефлектор; 4 — выступы «пушечного» замка
твием газовых сил. В периферийной части для этой цели часто используют соединение типа «пушечный замок» или «байонет» (рис. 5.14).
Требования к материалам дисков по жаропрочности несколько менее жесткие, чем к материалам лопаток турбин. Поэтому кроме сплавов на никелевой основе—ХН77ТЮР (ЭИ437Б), ХН73МБТЮ (ЭИ698) и другие — могут быть применены хромоникельмар-ганцевистая сталь 37Х12Н8Г8МФБ (ЭИ481) (температура менее 650 °C) или сталь 20Х23Н18 (ЭИ417) (при температуре, не превышающей 550°C), а в подъемных двигателях даже титановые сплавы.
Конструкция вала турбины определяется схемой двигателя и расположением опор. С одной стороны вал обычно имеет фланец соединения с дисками, а с другой — шлицевой пояс и конструктивные элементы для соединения с ротором компрессора или редуктором. Валы выполняют пустотелыми и возможно большего диаметра для обеспечения необходимой изгибной жесткости ротора. В двухопорных роторах валы представляют собой сварные тонкостенные вращающиеся конические или цилиндрические оболочки. В качестве материалов валов применяют высоколегированные стали типа 18ХНВА, 40ХНМА, 13Х14НВФРА (ЭИ736).;
5.3. СТАТОРЫ ОСЕВЫХ ТУРБИН
Основными элементами конструкции статоров турбин являются сопловые лопатки, корпусы сопловых аппаратов, предназначенные для размещения сопловых лопаток, и корпусы опор, обеспечивающие силовую связь между корпусами подшипников и наружным корпусом ГТД. В конструкции статора турбины имеются детали межступенчатых лабиринтных уплотнений, неподвижные дефлекторы, а также кожухи, обеспечивающие подвод
136
воздуха для охлаждения как деталей статора, так и ротора турбины ГТД. В задней части турбины располагается обтекатель диска турбины (стекатель), являющийся в ряде случаев (в зависимости от компоновки турбины) элементом выходного устройства.
5.3.1. СОПЛОВЫЕ АППАРАТЫ
Сопловые аппараты представляют собой неподвижные лопаточные венцы, образуемые равномерно расположенными сопловыми лопатками. Последние состоят из пера (профилированная часть), а также (в зависимости от компоновки турбины и способов крепления лопаток на статоре) могут иметь концевые полки пера различной конфигурации или хвостовики типа «полка» или «цапфа».
Профиль пера лопатки ориентируется обычно по радиусу или располагается под небольшим углом к нему и образован, как правило, дугами окружности (см. рис. 5. 2, б). Отклонение от теоретического профиля при изготовлении не превышает ±0,2 мм. Хорда и толщина профиля в зависимости от схемы крепления лопаток выполняются или постоянными по радиусу (при двухопорной конструкции) или несколько уменьшаются от опорной поверхности к концевой части пера (в одноопорной схеме). Относительная толщина профиля пера по хорде составляет 10...15% для сплошных (неохлаждаемых) лопаток и может достигать 20...25% в охлаждаемых конструкциях. Радиусы входных кромок равны 0,8...2,0 мм, выходных—0,4...0,6 мм. Уменьшение радиусов (особенно на выходной кромке) приводит к снижению гидравлических потерь и уровня нагрузок, возбуждающих колебания рабочих лопаток, но увеличивает температурные напряжения на переходных режимах работы двигателя (особенно при запуске и включении).
Длина сопловой лопатки на выходе берется на 1...2% меньше длины рабочей лопатки по входной кромке (положительная перекрыта), что приводит к существенному (особенно в небан-дажированных рабочих лопатках) снижению концевых потерь, вызываемых перетеканием газа в радиальном зазоре.
Минимальная площадь проходного сечения соплового аппарата первой ступени (равна сумме площадей межлопаточных каналов в месте минимальной ширины, см. рис. 5. 2, б) определяет расход газа через двигатель и поэтому тщательно контролируется при сборке. Допуск на величину площади составляет 0,5...1,0%. На последующих ступенях рост потребной площади проходного сечения достигается увеличением как длины сопловых лопаток, так и (для уменьшения темпа этого роста от ступени к ступени) угла выхода потока: на среднем диаметре первой ступени он составляет 20...30°; на последних может достигать 50°.
В зависимости от способа передачи нагрузки с сопловых лопаток на корпусы различают двух- и одноопорные сопловые
137
аппараты. В первом случае усилия передаются как на наружный, так и внутренний силовые корпусы. Обычно двухопорным выполняют сопловой аппарат первой ступени турбины: нагрузки в этом случае передаются на силовые элементы, связанные с наружной и внутренней оболочками корпуса камеры сгорания. Двухопорными могут быть выполнены и сопловые аппараты промежуточных ступеней (рис. 5. 15) —при этом внутреннее кольцо переходного корпуса связано с наружным радиальными силовыми элементами, расположенными внутри сопловой лопатки. Обычно в этом случае к внутреннему силовому кольцу присоединяется корпус подшипников, расположенных между роторами двух- и трехкаскадной турбины (см. рис. 2. 3).
При отсутствии внутреннего силового кольца, связанного с корпусом турбины, нагрузки с сопловых лопаток и деталей, закрепленных на них, передаются только на наружный корпус турбины (одноопорная схема).
Рис. 5.15. Сопловые аппараты турбины:
/ — внутреннее кольцо корпуса опоры; 2, 9 — сопловые лопатки; 3 — силовой стержень; 4, 7 — наружные кольца корпуса турбины; 5, 8—распорные кольца; 6 — сектор рабочего кольца;
10 — корпус межступенчатых уплотнений
В зависимости от наличия или отсутствия связи сопловых лопаток между собой различают соответственно рамные или консольные конструкции. Рамными всегда являются двухопорные сопловые аппараты. В одноопорных конструкциях концевые части перьев сопловых лопаток могут быть объединены специ
138
альным кольцом; иногда между собой связываются или выполняются заодно целые секторы из 2...4 лопаток. Рамная конструкция предпочтительнее консольной из-за большей прочности и жесткости. Поэтому консольная схема применяется относительно редко, хотя она проще рамной и обладает несколько лучшей ремонтной технологичностью.
По способам крепления сопловых лопаток к корпусам конструкции делятся на неразборные и разборные. При этом следует отметить, что способ соединения лопатки с корпусом должен обеспечивать не только неизменность ее положения, но и максимальную возможность свободного температурного расширения с целью снижения уровня напряжений, возникающих при стеснении температурных деформаций. Во всех выполненных конструкциях обязательно обеспечивается свобода температурного удлинения сопловых лопаток. Для этой цели в одноопорных рамных схемах лопатка соединяется жестко только с наружным кольцом корпуса; в соединении концевой части пера с внутренним кольцом предусматривается радиальный зазор. В двухопорных конструкциях применяется или указанная выше схема соединений (иногда лопатка жестко соединяется с внутренним силовым кольцом корпуса; в этом случае радиальный зазор имеется в стыке с наружным элементом корпуса) или крепление лопатки выполняется «плавающим». В консольных конструкциях между концевыми полками перьев имеется гарантированный зазор, обеспечивающий возможность их беспрепятственного удлинения.
В неразборных конструкциях сопловые лопатки обычно соединяются с корпусом сваркой. Для этого в корпусе турбины первоначально, например, электроэрозионным способом выполняют пазы по форме профиля лопатки. В специальном стапеле в эти пазы устанавливают лопатки и сваривают их с корпусом. Подобный способ соединения при отработанной технологии сварки весьма прост и дешев, но обладает низкой ремонтной технологичностью — при возникновении дефектов даже на одной лопатке бракуется весь сопловой аппарат. Другие серьезные недостатки такой конструкции связаны с ухудшением условий работы корпуса из-за жесткого крепления лопатки по всему профилю непосредственно к корпусу турбины. В результате возможно коробление, возникновение термоусталостных трещин и т. п. В этой связи сварное соединение сопловых лопаток с корпусом используется в низкотемпературных турбинах и в настоящее время применяется редко.
К неразборным относятся также конструкции, где сопловая лопатка соединяется с силовым корпусом радиальным штифтом (рис. 5. 16) в этом случае при замене лопатки штифт высверливается. Особенностью конструкции является то, что лопатка жестко соединяется с наружным корпусом практически в одной точке. Дополнительная подвеска к корпусу с помощью зуба, расположенного в задней части лопатки, обеспечивает температурные расширения в осевом, а наличие зазора между полками лопаток—в окружном направлениях. Такой способ крепления почти полностью исключает стеснение температурных деформаций в соединении лопатки с корпусом.
139
В другом варианте неразборного соединения, представленном на рис. 5. 17, сопловые лопатки фиксируют специальным кольцом 3, привариваемым к корпусу турбины. Особенностью данной конструкции является то, что передача окружных усилий от лопаток к корпусу производится только силами трения.
Наиболее широкое распространение в современных турбинах нашли разборные соединения, позволяющие осуществить замену дефектной лопатки при ремонте. Существуют два основных типа разборных конструкций: жесткое соединение с одним из силовых корпусов и так называемая «плавающая» подвеска.
.Рис. 5.16. Сопловая лопатка турбины:
1, 3 — радиальные штифты; 2 — корпус турбины;
4 — защитный сектор; 5 — наружная полка лопатки;
6 — перо лопатки; 7 — внутренняя полка лопатки;
8 — цилиндрическая бобышка; 9 — внутреннее кольцо
Варианты первого способа представлены на рис. 5. 15 и 5. 18. Сопловая лопатка имеет наружную полку с двумя зубьями, которые при монтаже входят в соответствующие кольцевые пазы, имеющиеся на внутренней поверхности корпуса турбины. Осевая фиксация лопатки осуществляется распорным кольцом
140
(см. рис. 5. 15) или упором через промежуточную ленту в кольцевой выступ на внутренней поверхности корпуса турбины (см. рис. 5. 18); окружная — специальным выступом (см. рис. 5. 15) или полкой лопатки, входящей в паз, выполненный на внутренней поверхности корпуса турбины (см. рис. 5. 18). Первая из рассмотренных конструкций позволяет осуществлять соединение и в том случае, когда сопловой аппарат выполнен в виде секторов, состоящих из нескольких лопаток. Подобная конструкция позволяет удешевить их производство и упрос тить процесс сборки, однако она целесообразна в тех случаях, когда технология изготовления лопаток не требует дополнительной обработки межлопаточных каналов.
Рис. 5.17. Сопловой аппарат турбины:
1, 8 — металлокерамические вставки; 2 — наружное кольцо корпуса турбины; 3—фиксирующее кольцо;
4 — сопловая лопатка; 5 — выступ лопатки; 6 — уплотнительное кольцо; 7 — внутреннее кольцо
Во всех рассмотренных выше конструкциях сопловая лопатка жестко соединяется с одним из колец корпуса (чаще с наружным). С внутренним кольцом корпуса в этом случае необходимо, как указывалось выше, обеспечить соединение, позволяющее лопатке удлиняться при нагреве. Варианты такого соединения
141
весьма различны. В конструкции, представленной на рис. 5. 15, на внутренней полке лопатки имеются выступы, входящие в соответствующие кольцевые пазы внутреннего корпуса с радиальным зазором. На рис. 5. 16 показана сопловая лопатка, имеющая на внутреннем конце хвостовик типа «цапфа» (цилиндрическую бобышку), который при сборке входит с радиальным зазором в отверстие внутреннего кольца. Данное соединение осуществляет передачу осевых, окружных и радиальных нагрузок от кольца и присоединенных к нему деталей через сопловые лопатки иа наружную часть корпуса, обеспечивая взаимные температурные деформации как кольца, так и сопловых лопаток. Подобным же свойством обладает и конструкция, представленная на рис. 5. 17: здесь во внутреннем кольце выполнены просечки, куда входят сопловые лопатки.
Распространены конструкции сопловых аппаратов с «плавающим» соединением, в которых сопловые лопатки установлены между коробчатыми башмаками, жестко закрепленными к наружному и внутреннему кольцам корпуса. Башмаки в стыках образуют профильные окна для лопаток, обеспечивающие возможность их удлинения при нагреве, а также самоустановки в пределах, определяемых зазорами между лопатками и башмаками.
Рис. 5.18. Сопловой аппарат турбины: 1 — наружное кольцо корпуса турбины; 2 — паз наружного кольца для окружной фиксации сопловой лопатки; 3 — промежуточная лента; 4 — сопловая лопатка; 5 — кольцо межступенчатого лабиринтного уплотнения; 6 — паз для окружной фиксации внутреннего кольца; 7 — внутренний выступ сопловой лопатки; 8 — выступ хвостовика лопатки
Охлаждаемые лопатки в современных турбинах применяют обычно в сопловых аппаратах первых и вторых ступеней. В большинстве случаев используют лопатки с дефлектором (рис. 5. 19). Охлаждающий воздух подводится внутрь дефлектора с одной (реже двух) стороны и направляется через отверстия в его передней части на внутреннюю поверхность входной кромки сопловой лопатки. Для интенсификации охлаждения эта поверхность выполняется иногда оребренной. Затем воздух проходит в
142
Рис. 5.19. Сбпловые лопатки турбины с дефлектором (а, б), с внутренним оребрением (б), с комбинированным охлаждением (в):
1 — дефлектор; 2 — отверстия выхода охлаждающего воздуха из дефлектора во внутреннюю полость лопатки;
3 — оребрение на внутренней поверхности лопатки; 4 — опорные поверхности дефлектора; 5 — отверстия в лопатке для пленочного охлаждения; 6 — трубка подвода охлаждающего воздуха в лопатку
щель, образованную стенками дефлектора и лопатки, и выходит в проточную часть турбины через отверстия в выходной кромке или через просечки в корыте лопатки.
В высокотемпературных турбинах используют раздельный подвод охлаждающего воздуха в полость входной кромки и остальную часть лопатки. При этом для защиты входной кромки от газового потока применяют пленочное охлаждение — защитная пелена на поверхности лопатки создается за счет прохода охлаждающего воздуха через несколько рядов отверстий во входной кромке.
Для снижения массы и уровня температурных напряжений в сопловых лопатках при термоциклическом нагружении применяют иногда полые неохлаждаемые лопатки (см. рис. 5. 16). Внутренняя полость такой лопатки может быть соединена с проточной частью турбины. Эффект достигается за счет более равномерного нагрева и охлаждения лопатки в процессе соответственно запуска и выключения двигателя.
Конструкции полых лопаток одновременно обеспечивают экономию дорогостоящего материала, поскольку для изготовления сопловых аппаратов первых ступеней применяют сплавы на никелевой (АНВ300, ЖСЗ, ЖС6К) и кобальтовой (ЛК4) основе. Сопловые лопатки последующих низкотемпературных ступеней могут выполняться их хромоникелевой стали 20Х23Н18 (ЭИ417).
5.3.2. КОРПУСЫ
Корпусы сопловых аппаратов, служащие для размещения и крепления сопловых лопаток, представляет собой тонкостенные оболочки цилиндрической, конической или более сложной формы в зависимости от профиля меридионального сечения проточной части и имеют фланцы в местах монтажных и технологических разъемов.
Корпусы с продольными разъемами упрощают монтаж турбины, позволяют применить неразборные роторы, но тем не менее применяются чрезвычайно редко из-за того, что неодинаковая жесткость корпуса по окружности приводит к его короблению при работе. Следствием является увеличение радиальных зазоров между элементами ротора и статора, возможность раскрытия стыков и т. п.
В большинстве случаев в корпусе турбины применяют поперечные разъемы с кольцевыми фланцами, существенно повышающими жесткость корпусов. При необходимости для усиления тонкостенных корпусов выполняют кольцевые ребра на наружной поверхности; роль таких усиливающих элементов на внутренних поверхностях корпусов выполняют кольцевые выступы, служащие для размещения сопловых лопаток. Прочность корпуса должна обеспечивать его непробиваемость при обрыве рабочих лопаток.
144
Центрирование отдельных кольцевых частей корпусов осуществляется с помощью цилиндрических поясков, призонных болтов или штифтов. Силу затяжки болтов выбирают с учетом нераскрытия стыков под действием осевых сил и изгибающих моментов, возникающих при эволюциях воздушного судна, а также с учетом температурных деформаций.
Корпусы сопловых аппаратов малого диаметра выполняют ковкой или центробежным литьем с последующей механической обработкой. Корпусы больших размеров изготовляют сварными из листового материала. Фланцы при этом приваривают, как правило, встык, что обеспечивает большую надежность соединению.
В процессе эксплуатации возможна усадка корпуса турбины, вызываемая тем, что его внутренняя поверхность соприкасается с горячим газовым потоком, а наружная охлаждается атмосферным воздухом или потоком наружного контура. Большие градиенты температур по радиусу (внутренняя поверхность может нагреваться до 700...750 °C, температура наружной поверхности при охлаждении составляет 250...300 °C) в тонкостенной детали и фланцах вызывают появление во внешних слоях напряжений растяжения, а во внутренних — сжатия. Последние могут превысить предел текучести материала (из-за высокой температуры) и вызвать пластические деформации. В результате после выключения двигателя и остывания корпуса возникают остаточные деформации сжатия — внутренний диаметр корпуса оказывается меньше первоначального.
Усадка корпуса сопровождается его короблением, увеличением натяга по центрирующим поверхностям (что затрудняет разборку), а также уменьшением в процессе эксплуатации радиальных зазоров между рабочими лопатками турбины и корпусом. Возникновение знакопеременных напряжений при термоциклическом нагружении (запуск—выключение — остывание) приводит к образованию трещин (особенно в местах сварки, отверстиях под крепежные элементы и т. д.).
Для предотвращения усадки и коробления фланцев уменьшают их высоту или выполняют фрезеровки между отверстиями для крепления (рис. 5. 20). Это снижает перепад температур и способствует уменьшению стеснения температурных деформаций.
Рис. 5.20. Фланец корпуса турбины
Более эффективным средством, характерным для высокотемпературных турбин, является теплоизоляция внутренних поверхностей корпусов от газового потока. Она достигается тем,
10 Зак. 4527
145
что сопловые лопатки имеют концевые полки коробчатого профиля. Другим вариантом является применение башмаков в «плавающей» подвеске сопловых лопаток.
Для уменьшения осевых размеров полок между сопловыми аппаратами для защиты корпуса турбины иногда размещают промежуточные элементы — проставки, представляющие собой отрезки кольца, соединенные с корпусом. Между отрезками предусматривают зазоры, обеспечивающие их свободное расширение относительно корпуса турбины.
Эффективность рассмотренных выше конструкций может быть повышена с помощью продувки полости между защитными элементами и стенкой корпуса охлаждающим воздухом.
Корпусы опор, как указывалось выше, обеспечивают силовую связь корпусов подшипников с наружной частью корпуса турбины. В зависимости от компоновочных особенностей ГТД корпусы опор располагаются в районах соплового аппарата первой ступени турбины, соплового аппарата промежуточной ступени или за турбиной (задний корпус турбины). При этом через сопловые лопатки нагрузки с внутренних силовых частей на наружные не передаются — для этой цели в корпусах опор имеются специальные радиальные силовые элементы, которые должны быть надежно изолированы от горячего газового потока. В качестве таких элементов применяют силовые стойки и стержни. Последние располагают внутри сопловых лопаток.
Силовые стойки используют в заднем или промежуточном корпусе турбины. В схеме, приведенной на рис. 2. 1, силовые стойки выполняют заодно с кольцом, соединенным с корпусом подшипника. К наружной силовой оболочке они крепятся болтами. В промежуточном корпусе турбины турбовального ГТД (см. рис. 2. 6) силовые стойки соединяются с внутренним и наружным кольцевыми корпусами сваркой. Защита стоек от газового потока обеспечивается обтекателями (экранами), которые жестко соединяются только с внутренней (см. рис. 2. 1) или только с наружной (см. рис. 2. 6) силовыми стенками. Таким образом, обтекатели при нагреве могут свободно расширяться и в передаче усилий с корпуса подшипника на наружные силовые элементы не участвуют. В разборной конструкции заднего корпуса (см. рис. 2. 1) каждый обтекатель представляет собой стойку с кольцевыми элементами во внутренней части. При сборке он устанавливается на силовую стойку и соединяется жестко только с внутренним силовым кольцом. Кольцевые элементы обтекателей образуют внутреннюю поверхность проточной части в заднем корпусе турбины. Соединение кольцевых элементов обеспечивает свободу температурных расширений.
Для снижения рабочей температуры силовых стоек полость между ними и обтекателями обычно продувается охлаждающим воздухом. Сама стойка выполняется полой и ее полость может также охлаждаться.
146
Силовые стойки могут располагаться и перед первым сопловым аппаратом турбины. Такая конструкция возможна лишь при использовании в двигателе трубчато-кольцевой камеры сгорания. В этом случае обеспечивается интенсивное охлаждение стоек воздухом, проходящим между жаровыми трубами. Следует иметь в виду, что применение подобной схемы интенсифицирует пульсации газового потока на входе в турбину и может вызвать повышенные колебания рабочих лопаток.
Силовые связи в виде стержней, размещаемых внутри пустотелых сопловых лопаток (см. рис. 5. 15; 5. 21) или обтекателей (см. рис. 2. 2), могут применяться в конструкции корпуса опоры независимо от его местоположения в турбине. Надежная работа силовых элементов обеспечивается продувкой охлаждающего воздуха в полости лопатки или обтекателя. К недостаткам конструкций, где силовые элементы размещены внутри сопловых лопаток, следует отнести необходимость увеличения их хорды и толщины и, как следствие, отклонение от оптимального шага и снижение КПД турбины.
Корпусы турбин выполняют из хромоникелевых сталей 20Х23Н18 (ЭИ417), 12Х18Н9Т, а в высокотемпературных турбинах — из стали 10Х11Н20ТЗР (ЭИ696), сплава ХН77ТЮР (ЭИ437Б) и др.
Рис. 5.21. Сопловой аппарат турбины:
1 — внутреннее кольцо корпуса турбины; 2 — сопловая лопатка; 3 — силовой стержень; 4 — корпус сопловых лопаток; 5 — наружное кольцо корпуса турбины
10*
147
5.4. ГАЗОВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
Между вращающими и неподвижными элементами турбины предусматриваются зазоры, исключающие возможность касания ротора о статор на всех режимах работы ГТД. Наибольшую важность для характеристик турбин имеют радиальные зазоры между рабочими лопатками и корпусом турбины, а также в межступенчатых лабиринтных уплотнениях. Осевой зазор между лопаточными венцами соплового аппарата и рабочего колеса оказывает определенное влияние на неравномерность газового потока.
Перетекание в радиальном зазоре между рабочими лопатками и корпусом — одна из основных причин гидравлических потерь, приводящих к снижению КПД турбины. У свободных концевых частей перьев рабочих лопаток происходит интенсивное перетекание газа со стороны корыта к спинке пера лопатки; при этом вытекающая из щели струя газа частично теряет свою кинетическую энергию и свертывается во вращающийся шнур.
При выборе величины монтажного («холодного») зазора между рабочим колесом и корпусом турбины следует учитывать большое число факторов, изменяющих его в процессе эксплуатации. К ним относятся влияние зазоров в опорах, упругих и пластических деформаций рабочих лопаток, дисков, корпусов под действием различных нагрузок, биений и вибрации, обусловленных неточностями изготовления как деталей ротора, так и статора турбины. Величины радиальных зазоров зависят и от режима работы двигателя. Так, при запуске из-за более быстрого прогрева тонкостенных деталей корпуса радиальный зазор увеличивается (рис. 5. 22), а затем при выходе на установившийся рабочий режим несколько снижается. При выключении двигателя (особенно выключении в полете) корпус, омываемый холодным воздухом, остывает быстрее ротора и радиальный зазор уменьшается, причем становится меньше монтажного. В некоторых случаях это может привести к посадке корпуса на лопатки ротора и заклиниванию последнего. Исходя из вышеизложенного монтажные зазоры в турбинах назначают в пределах 0,002... ...0,003 от внешнего диаметра турбины (абсолютная величина равна 0,5... 1,5 мм).
Во многих конструкциях турбин для предохранения рабочих лопаток от повреждений при их касании о корпус применяют металлокерамические вставки, которые размещают в трапециевидных пазах корпуса (см. рис. 5. 17). Обычно вставки выполняются двухслойными: первый слой (железоникельграфитовый) является опорным, обеспечивающим необходимую прочность вставки; второй (никельграфитовый) — рабочим. Он более мягок и срабатывается лопатками при касании. Торец пера рабочей лопатки выполняют в этом случае достаточно тонким, чтобы облегчить ее приработку.
148
Другим вариантом уменьшения монтажного зазора является применение сотовых уплотнений (см. рис. 5. 15). Поскольку стенки сот имеют малую толщину, то поверхность контакта резко уменьшается и это дает возможность производить беззазорную сборку ротора и статора. После приработки величина радиального зазора может составлять около 0,2 мм.
Рис. 5.22. Изменение радиального зазора в зависимости от режима работы двигателя при холодном двигателе (а), при запуске (б), на рабочем режиме (в), при выключении (г):
1 — рабочая лопатка; 2 — корпус; 3 — корпус при охлаждении
Весьма эффективным средством снижения перетеканий воздуха через радиальный зазор является бандажирование рабочих лопаток. Выступы на бандажных полках образуют лабиринтное уплотнение, повышающее КПД турбины.
В охлаждаемых лопатках с выходом воздуха в радиальный зазор эффективность уплотнения повышается настолько, что можно отказаться от использования бандажных полок. Такая конструкция на первых ступенях высокотемпературных турбин способствует повышению статической прочности рабочих лопаток.
Экономичность ГТД может быть повышена минимизацией радиальных зазоров на крейсерских режимах полета путем активного управления ими. Следует иметь в виду, что снижение отношения радиального зазора к высоте пера лопатки на 1 % приводит к повышению КПД турбины на 1,5...2,0%.
Активное управление зазорами достигается охлаждением корпуса турбины воздухом, отбираемым от компрессора. Расход охлаждающего воздуха регулируется. На рис. 5.23 приведена схема системы подачи воздуха на корпус турбины при активном управлении зазорами. Трубопроводы, подводящие воздух, имеют коробчатую форму и максимально приближены к корпусу турбины. Это позволяет лучше организовать течение охлаждающего воздуха и повысить теплосъем. Оценка эффективности приме-
149
нения систем активного регулирования зазорами на нынешнем этапе показывает, что КПД турбины может быть повышен на 1,0...1,6%, а удельный расход топлива на крейсерском режиме снижен на 0,6...0,9%.
Рис. 5.23. Активное управление радиальными зазорами:
1 — трубопроводы подвода охлаждающего воздуха
Уменьшение перетекания воздуха в радиальных зазорах межступенчатых лабиринтных уплотнений достигается использованием металлокерамических вставок и сотовых конструкций. Эффективность уплотнений повышается при уменьшении их диаметра, поэтому их располагают по возможности ближе к валу ротора.
Осевые зазоры между диском и прилежащими элементами корпуса выбирают так, чтобы в любых условиях эксплуатации не происходило их соприкосновения между собой. При этом следует иметь в виду, что ротор и корпус турбины соединены между собой в осевом отношении шариковым подшипником, расположенным обычно в задней части компрессора. Поскольку в рабочем состоянии валы турбины имеют существенно более низкую температуру, чем детали камеры сгорания и корпуса турбины, то при выключении и остывании двигателя корпус сместится относительно ротора в сторону шарикового подшипника. Поэтому монтажные осевые зазоры между сопловым аппаратом и рабочим колесом одной ступени должны быть больше, чем зазоры между рабочим колесом и сопловым аппаратом разных ступеней.
При выборе величины осевого межлопаточного зазора следует иметь в виду, что его увеличение ведет к снижению неравномерно
ности газового потока и, таким образом, уменьшает динамическую нагруженность рабочих лопаток. При большом осевом зазоре приходится считаться с ростом гидравлических потерь из-за трения. В выполненных конструкциях величина осевого зазора составляет 0,1...0,4 от величины хорды рабочих лопаток на среднем радиусе.
5.5. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О КОНСТРУКЦИИ ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНЫХ ТУРБИН
Центростремительные турбины находят некоторое применение в ВСУ небольшой мощности. В такой турбине газовый поток движется от периферии к центру, расширяясь сначала в сопловом аппарате, а затем в межлопаточных каналах рабочего колеса (крыльчатки). Поскольку газ входит в турбину в радиальном направлении, а выходит в осевом, то иногда ее называют радиально-осевой.
В центростремительной турбине центробежные силы, возникающие при вращении крыльчатки, препятствуют расширению газового потока. Для их преодоления необходимо увеличивать теплоперепад в рабочем колесе, что приводит к росту степени реактивности турбины.
Угол входа потока в крыльчатку выдерживается в пределах 12...20°, что позволяет применять в ней радиально расположенные лопатки. На выходе из крыльчатки лопатки закручивают против вращения для того, чтобы абсолютная скорость на выходе имела примерно осевое направление (угол выхода составляет 85...90°). Минимальный диаметр втулки крыльчатки на выходе составляет 0,2...0,3, наружный диаметр на выходе выбирают меньше 0,8, а ширину лопатки на входе 0,07...0,10 от наружного диаметра рабочего колеса. Такие геометрические характеристики крыльчатки позволяют получить межлопаточные каналы, обеспечивающие приемлемый КПД турбины.
Радиальное расстояние между лопатками соплового аппарата и крыльчаткой выбирается в пределах 0,04...0,06 от наружного диаметра рабочего колеса и составляет не менее 5 мм.
Некоторые характерные особенности центростремительной турбины могут быть рассмотрены на примере конструкции, представленной иа рис. 5.24. Ротор турбины расположен консольно и состоит из крыльчатки и вращающегося спрямляющего аппарата 5. Крыльчатка полуоткрытого типа имеет радиально расположенные лопатки заданного профиля. Применение вращающегося спрямляющего аппарата, соединенного с крыльчаткой осевыми штифтами, позволяет упростить технологию изготовления межлопаточиых каналов ротора.
Осевые силы с ротора на корпус турбины передаются двумя шариковыми подшипниками. Основным является подшипник, расположенный у диска ротора; нагрузка на второй подшипник задается затяжкой пружины 9, компенсирующей температурные деформации. В передней части вала имеется шлицевая втулка, с которой соединяется рессора 11 для передачи крутящего момента на ротор компрессора (см. рис. 2.8). Сопловой аппарат турбины сварной конструкции. Сопловые лопатки 3 устанавливают в просечки корпуса и заваривают снаружи. Корпус соплового аппарата стыкуется с корпусом турбины.
151
Рис. 5.24. Центростремительная турбина:
1 — корпус опор турбины; 2 — экран; 3 — сопловая лопатка; 4 — рабочее колесо; 5 — спрямляющий аппарат; 6 — штифт; 7 — вал турбины; 8 — распорная втулка; 9 — пружина; 10—регулировочное кольцо; 11
рессора
5.6. ОХЛАЖДЕНИЕ ТУРБИН
Развитие ГТД идет по пути интенсификации параметров газодинамического цикла и, в частности, температуры газа перед турбиной. С повышением отношения температуры газа перед турбиной к температуре атмосферного воздуха удельные параметры двигателя улучшаются — растет удельная тяга (мощность), а в ТВД, ТРДД и ТРДФ одновременно снижается и удельный расход топлива.
При использовании углеводородного топлива может быть получена температура 2500...2800 К- В то же время турбинные лопатки из материалов на основе никеля и кобальта могут работать при температуре не выше 1250 К. Обеспечить работоспособность деталей турбины при больших температурах и повысить надежность горячей части двигателя можно только с помощью охлаждения.
Охлаждению в различной степени подвергаются практически все детали турбины. Способы охлаждения достаточно разнообразны.
Простейшим является поддержание допустимой температуры детали за счет теплоотвода в менее нагретый элемент. Пример
152
такого способа — охлаждение рабочих лопаток отводом тепла в диск. При этом интенсификация отбора тепла достигается охлаждением диска, продувкой воздухом соединений лопаток с диском и повышением теплопроводности как материала, так и соединений. Снижение температуры лопатки происходит в корневых и близлежащих к ним сечениях и относительно невелико (50..80° в корневых сечениях), но приводит к увеличению допустимых напряжений в наиболее нагруженной части лопатки. Достаточно эффективен рассматриваемый способ в коротких лопатках низкотемпературных турбин (температура газа перед турбиной не выше 1150...1200 К)-
Основной тип системы охлаждения современных турбин — открытая воздушная система: для отвода тепла используется воздух, выпускаемый затем в проточную часть турбины. Она относительно проста и надежна, но следует иметь в виду, что с ростом температуры газа увеличивается потребный расход охлаждающего воздуха и, следовательно, эффективность системы охлаждения на двигателе снижается.
Существует два основных способа воздушного охлаждения: внутреннее конвективное и заградительное. Их конструктивные реализации весьма разнообразны; основная задача при этом — интенсификация охлаждения и совершенствование технологии изготовления охлаждаемых деталей.
Наиболее широко конвективное охлаждение применяется в рабочих и сопловых лопатках турбины. К ним относятся лопатки с различными вариантами внутренних каналов (см. рис. 5. 5—5.8 и рис. 5.19, а, б). Интенсификация охлаждения и повышение его равномерности достигается оптимизацией расположения каналов, организацией направленного движения воздуха в них (например, с помощью дефлекторов или петлевого движения воздуха), увеличением поверхности теплообмена (например, применением оребрения), турбулизацией потока (например, в лопатках штырькового типа) и т. д.
Конвективное охлаждение применяется и в других элементах турбины. Так, в конструкции ротора вращающиеся дефлекторы образуют вместе с диском каналы для охлаждения последних, а в конструкции статора между корпусом и проточной частью турбины создают полости (за счет наличия на сопловых лопатках полок и установки промежуточных деталей на корпус), продуваемые охлаждающим воздухом.
Более эффективным является заградительное воздушное охлаждение, обеспечивающее уменьшение теплоподвода к детали от горячего газа. Примером такого способа является, например, защита диска от нагрева в конструкции, где рабочие лопатки имеют ножки хвостовиков (см. рис. 5.4) и полости между ними продуваются охлаждающим воздухом.
Наиболее распространенным типом заградительного охлаждения является пленочное: с помощью системы каналов в охлаж
153
даемой детали между ней и газовым потоком создается пелена охлаждающего воздуха. Такой способ в турбинах применяется, например, для защиты передних кромок сопловых (см. рис. 5. 19, в) и рабочих лопаток. Применение комбинированного конвективно-пленочного охлаждения (следует иметь в виду, что при использовании заградительного способа охлаждения в лопатках всегда обеспечивается и конвективное охлаждение) позволяет обеспечить их работоспособность при температуре газа 1550... 1650 К-
Дальнейшим развитием пленочного способа является проникающее (пористое) охлаждение. Воздух, проходя через проницаемую оболочку лопатки (поры или систему отверстий), отбирает от нее тепло и создает вокруг лопатки защитный слой. Эффективность такого охлаждения может быть в 1,5...1,6 раза выше, чем при конвективном способе (температура газа может быть увеличена до 1650...1750 К). К недостаткам пористого охлаждения следует отнести сложность изготовления подобных лопаток и возможность засорения отверстий частицами пыли и продуктами сгорания в процессе эксплуатации.
В настоящее время ведутся интенсивные разработки других типов систем охлаждения. К ним относятся закрытые системы (рис. 5. 25), в которых охладитель (в его качестве могут быть
Рис. 5.25. Схема замкнутой системы охлаждения:
Б — бак с запасом охлаждающей жидкости; К — компрессор; Н—главный насос; КС—камера сгорания; Т — турбина; ПН — подкачивающий насос; Р — радиатор; 1 — отбор тепла; 2 и 3 — вход и выход охлаждающего воздуха
использованы воздух и различные газы под высоким давлением или жидкие металлы: натрий и его сплавы) циркулирует по замкнутому контуру, отбирая тепло от нагретых деталей и отдавая его в радиаторе. При использовании закрытых систем за счет
154
резкого возрастания коэффициентов теплоотдачи температура газа может быть доведена до 1900...2000 К и более. Однако эксплуатационная надежность таких систем в настоящее время недостаточна для их использования на серийных ГТД.
Эффективность различных способов воздушного охлаждения лопаток турбин характеризуется коэффициентом интенсивности охлаждения:
у _ г* ’
1 Г 1 ов
где Гг — температура заторможенного газового потока; Тя — средняя температура лопатки; Т*ов — полная температура охлаждающего воздуха на входе в лопатку, а также относительным расходом охлаждающего воздуха GOXJ, = GOXJ1/Gr, где GOXJ1— расход охлаждающего воздуха; Gr — расход газа через ступень.
Сравнительный анализ эффективности рассмотренных выше
Рис. 5.26. Сравнение эффективности различных вариантов охлаждения лопаток:
а — конвективное; б — конвективно-пленочное; в — пленочное; г — пористое
Анализ систем охлаждения показывает, что их применение ведет не только к усложнению конструкции ГТД, но и требует дополнительных затрат энергии на их функционирование. Потери энергии определяются увеличением гидравлических сопротивле-
155
ний (из-за увеличения радиусов кромок лопатки, увеличения относительного шага решетки, изменения структуры пограничного слоя и т. д.) и дополнительными затратами мощности на подготовку и прокачку охладителя. Очевидно, что использование того или иного способа охлаждения следует считать оправданным только в том случае, когда выигрыш за счет повышения температуры газа существенно перекрывает появляющиеся при этом энергетические затраты. Для примера укажем, что применение конструкции рабочих лопаток, приведенной на рис. 5. 19, а, при GOXJ1 = 2% позволяет увеличить температуру газа на 220 К-Потеря тяги вследствие охлаждения составляет 4,3%, а чистый прирост тяги — 18%.
Расчет системы охлаждения включает тепловой расчет, в процессе выполнения которого определяется потребный расход охладителя для снижения температуры деталей до заданного уровня; гидравлический расчет, заключающийся в определении проходных сечений охлаждающих каналов (или их сопротивления), и расчет температурных полей в основных деталях турбины.
5.7. ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ ТУРБИН
Большинство поломок рабочих лопаток имеет усталостный характер и связано с переменными напряжениями, возникающими при колебаниях по низшим формам. При интенсивных колебаниях по первой изгибной форме возможны растрескивание и усталостные разрушения хвостовиков лопаток.
Одной из причин возникновения неисправностей лопаток в процессе эксплуатации является газовая коррозия, обусловленная наличием в продуктах сгорания химически активных соединений.
Разрушение бандажированных лопаток часто связано с уменьшением в процессе наработки натяга по бандажным полкам и возникновением износа и наклепа из-за появления зазора между ними.
Характерным для турбинных лопаток является термоциклическое нагружение и возможность перегрева, что снижает сопротивление лопаток не только динамическим, но и статическим нагрузкам. В этом случае обрывы лопаток носят следы пластической деформации.
Наиболее опасным видом повреждений турбин является возникновение трещин и разрушение дисков, так как последнее не локализуется в пределах корпуса двигателя. Трещины, как правило, образуются в местах концентрации напряжений: в пазах для елочных хвостовиков, отверстиях для соединения дисков и прохода охлаждающего воздуха. Основная причина появления трещин — малоцикловая усталость, возникающая при повторных нагружениях в процессе запуска и останова двигателя.
156
Глава 6. ВЫХОДНЫЕ УСТРОЙСТВА
Выходные устройства ГТД осуществляют:
— преобразование потенциальной энергии газового потока, выходящего из турбины, в кинетическую. Эту функцию выполняют реактивные сопла;
— изменение направления вектора тяги (реверсивные устройства и девиаторы тяги);
— эффективное смешение потоков наружного и внутреннего контуров ТРДД (смесители потоков);
— разделение затурбинного потока на ряд отдельных струй для снижения шума реактивной струи (глушители шума).
Выходные устройства должны обладать:
— высокой эффективностью выполнения заданных функций при минимальных габаритах и массе;
— минимальными гидравлическими и тепловыми потерями, надежной тепловой защитой элементов конструкции воздушного судна;
— высокой надежностью в пределах назначенного ресурса (стойкостью против коррозии, прогаров, коробления и трещин);
— хорошей производственной, ремонтной и эксплуатационной технологичностью (простотой и низкой стоимостью производства, ремонта и эксплуатации).
Количество узлов, входящих в состав выходного устройства, зависит от типа ГТД и его конструктивных особенностей. Основными элементами выходных устройств ТРД и ТРДД являются реактивные сопла (нерегулируемые или регулируемые). Эти двигатели могут иметь также смесители потоков (ТРДД), реверсивные устройства, девиаторы тяги (подъемные ГТД) и шумоглушители. Выходное устройство ТВД состоит обычно из сопла и, в случае необходимости, удлинительной трубы.
6.1. НЕРЕГУЛИРУЕМЫЕ РЕАКТИВНЫЕ СОПЛА
В зависимости от срабатываемого теплоперепада реактивные сопла делятся на дозвуковые (суживающиеся) и сверхзвуковые, имеющие форму сопла Лаваля. И те и другие могут быть регулируемыми и нерегулируемыми.
Для самолетов со скоростями полета, соответствующими 7И^1,7, наиболее эффективно применение в ТРД и ТРДД суживающихся нерегулируемых сопел. Принципиальные схемы таких сопел показаны на рис. 6.1. Их геометрия определяется газодинамическим расчетом. В выполненных конструкциях размеры сопел находятся в пределах: L— (1,0...1,3) D; Le= (0,2.-..0,3) D; a=(10°...12°).
Основными элементами суживающегося сопла являются (см. рис. 6.1, а): наружная стенка, обтекатель диска турбины, обтекаемые стойки, реактивный насадок, детали тепловой защи
157
ты и охлаждения. Наружная стенка и конус-обтекатель совместно со стойками образуют диффузор, обеспечивающий преобразование кольцевой формы потока в круговую и раскрутку потока, имеющего небольшую окружную составляющую скорости на выходе из турбины. Крепление стоек предусматривает свободное тепловое расширение внутреннего конуса.
Рис. 6.1. Принципиальные схемы суживающихся нерегулируемых сопел: а — обычное реактивное сопло; б — реактивное сопло с удлинительной трубой; а — угол сужения сопла (10...12°); (3 — угол при вершине конуса обтекателя (35...50°); / — внутренний конус-обтекатель диска турбины; 2— обтекаемые стойки; 3 — наружная стенка; 4 — реактивный насадок; 5 — удлинительная труба
Реактивный насадок выполняют легкосъемным. Его выходной диаметр подбирают при отладке двигателя на заводе-изготовителе. Для облегчения подбора насадки выполняют с различными диаметрами, отличающимися на 2...3 мм. Постановка насадка с меньшим диаметром приводит к повышению тяги ТРД за счет роста температуры газа перед турбиной и выходной скорости. Здесь следует отметить, что само сопло не создает тяги, т. е. равнодействующая газовых сил, действующих на сопло, направлена назад, против полета.
При необходимости отвода газа за пределы конструкции планера между диффузором и реактивным насадком устанавливают удлинительную трубу (см. рис. 6.1, б). Удлинительная труба ухудшает характеристики двигателя (затрудняет запуск, повышает удельный расход топлива, снижается эффективная тяга) и поэтому применяется в исключительных случаях.
158
Если величина срабатываемого теплоперепада оказывается незначительной, как в ТВД, то конструкция сопла существенно упрощается (рис. 6.2), так как в этом случае требуется лишь преобразование формы канала и отвод газа за пределы самолета.
А-А
Рис. 6.2. Реактивное сопло ТВД:
1, 2, 3 — детали суфлирующего патрубка; 4 — обтекаемое ребро; 5 — наружная манжета; 6—внутренняя манжета; 7 — обтекатель диска турбины; 8 — фланец крепления выхлопной трубы; 9 — штуцер под установку термопары; 10 — наружная стенка; И — кольцевой профиль жесткости; 12 профилированная полая стойка; 13— манжета; 14 — передний фланец
159
При сверхкритических перепадах, развиваемых в современных ТРДД с раздельными соплами, для достижения сверхзвуковых скоростей истечения используют эффект расширения потока в косом срезе (рис. 6.3). Критическое сечение потока внутреннего контура наклонено к оси сопла. Угловая точка разрежения находится у выходной кромки обечайки. Расширяющаяся часть сопла образована стенкой центрального тела и угловой точкой разрежения. Такое сопло обладает свойством саморегулирования на режимах перерасширения, так как в этом случае давление воздуха сжимает струю за соплом и улучшает его характеристики. Хвостовую часть центрального тела можно укоротить наполовину без заметного снижения тяги двигателя. Сопло наружного контура выполнено аналогично. Для отладки тяговых характеристик оба сопла имеют съемные насадки.
Детали реактивного сопла выполняются при помощи сварки из листовых заготовок жаропрочных нержавеющих сталей (типа 1Х18Н9Т) и титановых сплавов марок ВТ20, 0Т4 и др. Они охлаждаются воздухом, отбираемым от компрессора (для охлаждения внутренних полостей), или из'окружаюгцей среды (для охлаждения наружной стенки).
6.2. РЕГУЛИРУЕМЫЕ РЕАКТИВНЫЕ СОПЛА
При больших скоростях (Af„^l,7) применение регулируемых реактивных сопел дао существенные преимущества по тяге и экономичности двигателя и значительно облегчает его запуск. Кроме того, как было отмечено выше в п. 4.4, применение в конструкции двигателя форсажной камеры требует постановки регулируемого реактивного сопла.
При сверхкритическом перепаде давлений необходимая эффективность достигается регулированием площадей как критического, так и выходного сечений. При этом за счет соответствующего изменения площади критического сечения обеспечивается неизменяемый режим работы турбокомпрессора, а изменением площади выходного сечения достигается реализация полной степени расширения в сверхзвуковом сопле.
Из предложенных схем регулируемых сопел наиболее эффективными и простыми по конструкции являются многостворчатые однорядные, многостворчатые двухрядные и эжекторные регулируемые сопла (рис. 6.4).
Многостворчатые сопла позволяют получить форму поперечного сечения струи, близкую к кругу, и поэтому обладают малыми гидравлическими потярями по сравнению с одно- или двухстворчатыми схемами. Однорядные многостворчатые сопла применяют для дозвуковых выходных устройств, содержащих форсажную камеру. Каждая из створок представляет собой жесткую коробчатую конструкцию, закрепленную шарнирно к наружной стенке сопла (рис. 6.5). Уплотнение стыков створок
160
1
2 3
И Зак. 4527
Рис. 6.3. Выходное сверхзвуковое устройство ТРДД с расширением потока в косом срезе:
1 — наружная стенка; 2, 6, 12, 14 — кольцевые профили жесткости; 5 — реактивный насадок наружного контура; 3, 4 — телескопическая стойка; 7 — внутренний конус наружного контура; 8 — стойка внутреннего контура; 9 — палец; 10 — сухарь; 11, 13, 15 — передняя, средняя и задняя части внутреннего конуса
достигается за счет их взаимного перекрытия. Ширину полок выбирают такой, чтобы при максимальном раскрытии сопла (Дтах) сохранялось перекрытие Л2 не меньше 10... 15 мм, а при максимальном прикрытии сопла ($min) перекрытие полок не превышало Л] = 40...50 мм. Указанные величины перекрытий Л! и Л2 обеспечивают надежное уплотнение и приемлемую величину* сил трения в сочленении.
Рис. 6.4. Принципиальные схемы регулируемых сопел:
а — однорядное многостворчатое сопло; б — двухрядное многостворчатое сопло; в — эжекторное сопло
Число створок Z при выбранных значениях перекрытий Л( и Л2 находят из очевидных соотношений: Jv2Zmax=Z(a— AJ; ji^m,-„=Z(a— Л2), где а — ширина створки.
Положение стЬорок при Fcmax
Рис. 6.5. Уплотнение стыков многостворчатого сопла: b — ширина полки; Др Д2— величины взаимного перекрытия полок при минимальном и максимальном раскрытии сопла; б — толщина стенки; F с — площадь поперечного сечения сопла
Управление положением створок производится перемещением в осевом направлении опорного кольца, ограничивающего раскрытие створок под действием газовых сил. Кольцо перемещает -
162
ся гидроцилиндрами, в конструкции которых предусмотрены устройства, исключающие перекосы плоскости кольца.
Необходимый закон изменения площади сопла в зависимости от осевого перемещения достигается соответствующим профилированием наружной поверхности створок.
Двухрядное многостворчатое сопло (см. рис. 6.4, б) представляет собой последовательное соединение двух однорядных регулируемых створчатых конструкций. Первый ряд створок имеет шарнирное соединение с задним фланцем наружного конуса сопла, а второй ряд соединен шарнирно с первым. В таком сопле величина площадей критического и выходного сечений могут изменяться независимо друг от друга. Данная схема получила большое распространение несмотря на конструктивную сложность и проблемы уплотнения створок.
Регулируемое эжекторное сопло имеет более простое конструктивное исполнение по сравнению с предыдущей схемой. Оно включает регулируемое суживающееся сопло (см. рис. 6.4, в) и подвижный в осевом направлении эжектор, стенки которого образуют расширяющийся канал. Критическое сечение сопла регулируется створками. В кольцевую щель между эжектором и створками подается воздух, отбираемый из зоны максимального давления входного сверхзвукового диффузора. Количество эжектируемого воздуха регулируется посредством изменения осевого положения эжектора. При малых скоростях полета эжектор смещен в максимально открытое положение. При максимальной скорости он почти полностью прикрыт, сохраняя небольшой расход воздуха, необходимый для охлаждения сопла.
6.3. РЕВЕРСИВНЫЕ УСТРОЙСТВА И ДЕВИАТОРЫ ТЯГИ
Для улучшения взлетных и посадочных характеристик самолета, повышения его маневренности применяют специальные устройства для поворота вектора тяги. К ним относятся реверсивные устройства (РУ) и девиаторы тяги. РУ при включении их в работу поворачивают поток выходящих газов на угол больший 90°, обеспечивая тем самым образование обратной тяги. Для поворота потока на угол меньший 90° используют девиаторы.
Реверсивные устройства
Применение РУ позволяет значительно улучшить эксплуатационные характеристики воздушных судов на предпосадочных и посадочных режимах, а именно:
— увеличить угол планирования и тем самым повысить точность приземления;
— сократить длину пробега самолета после касания ВПП на 60...80%;
— сократить дистанцию прерванного взлета;
163
11
— сократить время приемистости по тяге при уходе на второй круг из предпосадочных положений.
Особенно эффективно РУ при посадке на влажную или покрытую льдом ВПП, когда коэффициент трения мал.
К РУ предъявляют следующие требования:
— получение максимально возможной обратной тяги при минимальных габаритах, массе и стоимости. Эффективность РУ оценивается величиной относительной обратной тяги:
~р =Р /Р
1 рев л рев/ >
где Р — максимальная взлетная тяга двигателя.
Для современных ТРДД Ррев=0,3...0,6.
Относительная масса трев представляет собой отношение массы РУ к массе двигателя. Величина трев выполненных РУ находится в пределах 0,1...0,14;
— отсутствие влияния включения РУ на режим работы турбокомпрессора. Для этого необходимо, чтобы давление газа за турбиной при включенном и выключенном РУ были равны. Это требование обеспечивается выбором необходимой величины площади минимального проходного сечения в РУ;
— минимальные гидравлические потери при выключенном РУ. Для выполнения этого требования обеспечивают тщательное сопряжение элементов конструкции РУ с соседними элементами выходного устройства двигателя, а места стыка уплотняют;
— включение РУ не должно приводить к ухудшению характеристик устойчивости компрессора и недопустимому нагреву конструкции самолета;
— изменение тяги от полной положительной тяги к полной обратной должно происходить за минимальное время;
— изменение тяги соседних двигателей при включении РУ должно происходить синхронно во избежание ухудшения устойчивости и управляемости самолета.
Наиболее полно удовлетворяют предъявляемым требованиям две схемы РУ;
— устройства, осуществляющие поворот газовой струи до выходного сопла;
— устройства, отклоняющие струю за срезом сопла.
В РУ первой схемы (рис. 6.6) на режиме реверсирования тяги происходит поворот заслонок, перекрывающих путь газа к реактивному соплу и направляющих его к отклоняющим решеткам. Проточная часть перекрывается полностью или частично. В последнем случае некоторое количество газа продолжает выходить в прямом направлении. Отклоняющие решетки осуществляют дополнительный поворот потока в требуемом направлении. Таким образом, в данной схеме обратная тяга создается на обоих рабочих элементах-заслонках и створках.
164
При выключенном РУ заслонки не создают значительных потерь прямой тяги, так как устанавливаются заподлицо с обводами проточной части, плотно закрывая окна для прохода газов к отклоняющим решеткам. Поворот заслонок осуществляется силовым пневмоприводом, в который подается воздух, отбирае-
Рис. 6.6. Схема реверсивного устройства с отклонением потока газов до сопла:
1 — корпус; 2 — отклоняющая решетка; 3 — поворотная заслонка (створка); 4 — реактивное сопло; 5 — ось поворота заслонок
Тяга двигателя с включенным РУ, действующая на узлы крепления двигателя, при полном расширении газа определяется по формуле:
P=GpPpcos a — GrVBX+ GCPC, где Gp, Vp — массовый расход газа через отклоняющие решетки РУ и скорость на выходе из них; Gc, Ис — массовый расход газа через выходное сопло двигателя, не отклоняемого при реверсировании, и скорость на выходе из него; Gr=Gp+ Gc — общий расход газа через двигатель; VRX — скорость воздуха на входе в двигатель; а — угол поворота потока (а= 120... 140°).
В данной формуле первые два члена отрицательны, так как при a>90°cos a<0.
Во второй схеме РУ отклонение и поворот потока газа происходит за срезом сопла. Для этого используются выдвигаемые назад и смыкаемые друг с другом створки (рис. 6.7). Створ-
165
Рис. 6.7. Схема реверсивного устройства с отклонением потока газов за срезом сопла: 1 — корпус; 2 — створки; 3 — реактивное сопло; 4 — тяги подвески створок
ки представляют собой откидывающиеся части мотогондолы. Крепление и перестановка створок осуществляется при помощи системы рычагов и гидравлических силовых цилиндров. РУ этой схемы компактны, хорошо вписываются в обводы двигателя, однако имеют повышенные потери обратной тяги вследствие большой скорости истечения газа из сопла, повышенную массу йз-за большой потребной рабочей поверхности створок (порядка 200 % от площади выходного сечения сопла) и больших нагрузок, действующих на створки и элементы силового привода.
Осевое усилие, действующее на РУ с отклоняющими створками, размещенными за срезом сопла, определяется выражением:
^рев ^г^вых.ревС°8С1 GrVc=Gr( VBb[x peBCOSCt V с), где Ррев — осевая сила, действующая на узлы крепления устройства; Gr — массовый расход газа; а — угол поворота потока; Vc — скорость истечения газа из сопла при выключенном РУ.
Оба члена формулы отрицательны, так как cosaCO. При этом получается, что осевая сила, действующая на РУ значительно больше обратной тяги двигателя с включенным РУ.
Это обстоятельство и определяет, в значительной мере, большую массу РУ второй схемы по сравнению с первой.
В ТРДД большой степени двухконтурности (т>3) реверсирование тяги за счет отклонения выходящей струи газа нецелесообразно по соображениям массовых и габаритных характеристик смесителя и РУ, расположенных в выходном устройстве. В этом случае больший эффект дает применение поворотных (управляемых) лопаток одноступенчатого вентилятора. Для регулирования угла установки лопаток вентилятора применяется гидравлический сервомотор.
Девиаторы тяги
Девиаторы тяги обеспечивают поворот потока выходящих газов на угол меньший 90°.
Девиаторы тяги применяются на ТРД и ТРДД, предназначенных для самолетов с укороченным и вертикальным взлетом и посадкой.
Требования, предъявляемые к девиаторам тяги, совпадают с требованиями, предъявляемыми к РУ.
Различают девиаторы с неподвижными и подвижными (поворачивающимися) соплами. Девиатор с неподвижными соплами (рис. 6.8) используется на самолетах короткого взлёта и посадки. Он содержит основное и дополнительное реактивные сопла и поворачивающиеся заслонки. При взлете и посадке самолета заслонки перекрывают поток газа к основному соплу и направляют его к дополнительному. После взлета и набора минимальной высоты заслонки возвращаются в исходное положение, при котором поток газа выходит только через основное сопло.
167
В девиаторах с поворотными соплами отклонение потока газа происходит за счет поворота в требуемом направлении основных реактивных сопел двигателя.
Рис. 6.8. Схема устройства для девиации тяги односоплового типа:
/ — выходное сопло; 2 — сопло девиатора; 3 — заслонки
Принципиальное отличие второй схемы девиатора — много-позиционность, т. е. возможность установки сопел на любой промежуточный угол. При этом в зависимости от положения сопел двигатель создает прямую, вертикальную подъемную или обратную тягу.
Недостатком девиатора с поворотными соплами являются сравнительно высокие потери тяги из-за больших гидравлических потерь в коленообразных патрубках и отклоняющих решетках. Эти потери сохраняются и при горизонтальном полете.
6.4. ШУМОГЛУШЕНИЕ ГТД
Источниками шума ГТД являются все элементы проточной части (вентилятор, компрессор, камера сгорания, турбина, реактивное сопло) и вытекающая реактивная струя газа.
Уровень шума каждого источника определяется конструктивной схемой ГТД, уровнем параметров рабочего процесса, степенью двухконтурности, окружной скоростью лопаток, тягой двигателя и т. п.
168
При малой степени двухконтурности ТРДД (т=1...1,5) основным источником шума является реактивная струя. При большой степени двухконтурности (т>4,0) основным источником шума становится одноступенчатый вентилятор.
Отличительная особенность шума реактивной струи состоит в том, что он образуется вне двигателя в процессе турбулентного смешения свободной струи с окружающей средой.
Спектр шума струи имеет широкополосный характер и расположен в области низких частот. Акустическая мощность струи связана с ее параметрами в выходном сечении сопла соотношением:
Ц7=косД.а(Г5С(к,
где qc, Сс, Fc — плотность газа, скорость истечения, выходная площадь сопла; aQ — скорость звука в окружающей среде; к — коэффициент пропорциональности.
Наиболее эффективным методом снижения акустической мощности струи, а следовательно, и шума является уменьшение ее скорости. Применительно к ТРД и ТРДД малой степени двухконтурности такое снижение шума может быть достигнуто при использовании эжекторного реактивного сопла или специальных многотрубных шумоглушителей.
Принцип действия шумоглушителей, в том числе эжекторных, состоит в том, что к высокоскоростной струе вытекающего газа подсасывается или принудительно подается дополнительный воздух из окружающей среды либо из наружного контура ТРДД. Процесс смешения идет тем интенсивнее, чем больше поверхность смешения и меньше масштаб процесса. Для этого выхлопную струю разбивают на множество отдельных струй, сохраняя площадь выходного сечения неизменной. Дробление струи на отдельные мелкие струи приводит к перераспределению звуковой энергии из области низких частот в высокочастотную область. Высокочастотные колебания быстрее затухают в атмосфере по мере их распространения.
Основным требованием к шумоглушителям эжекторного или многотрубного типа является обеспечение уменьшения уровня шума на 5... 10 дБ (в 1,5...2 раза) без существенного снижения основных характеристик двигателя: тяги и удельного расхода топлива.
В выполненных и экспериментальных конструкциях шумоглушителей нашли применение следующие схемы (рис. .6.9):
— эжекторные сопла;
— многотрубные сопла;
— гофрированные сопла;
— комбинация гофрированных сопел с короткими эжекторами.
Эжекторные сопла обеспечивают' достаточно полное перемешивание газовой струи с подсасываемым окружающим воздухом
169
лишь при больших длинах эжектора, составляющих примерно восемь его диаметров. Такое решение не удовлетворяет требованиям по массе и габаритам.
Рис. 6.9. Принципиальные схемы шумоглушителей на выходе ГТД: а — эжекторное сопло; б — многотрубное сопло; в — гофрированное сопло
Многотрубные и гофрированные сопла при той же эффективности по снижению шума обладают меньшими габаритами и массой. Это и предопределило их довольно широкое практическое применение в ТРД и ТРДД первых поколений.
Недостатком рассмотренных схем шумоглушителей является повышение расхода топлива на крейсерском режиме, т. е. там, где глушители уже не нужны. Поэтому все более широкое применение находят выдвижные шумоглушители, используемые только на этапе взлета, набора высоты, а при необходимости и снижения. Они выполняются в виде обтекаемых стоек, стержней, рассекателей, вводимых в газовую струю в требуемое время. После использования они убираются и не оказывают сопротивления потоку.
В ТРДД большой степени двухконтурности снижение шума газового потока внутреннего контура достигается постановкой смесительных устройств, обеспечивающих интенсивное смешение потоков внутреннего и наружного контуров. Использова
170
ние камер смешения в ТРДД позволяет помимо снижения уровня шума на 3...5 дБ получить снижение удельного расхода топлива на 3...5% и увеличение тяги на 1...2%. Основными элементами смесительного устройства являются (рис. 6.10) смеситель I, камера смешения 2, затурбинный обтекатель 3 и реактивное сопло 4.
Наиболее широкое применение получили смесители лепесткового типа. Основными параметрами, определяющими эффективность смесителя, являются: число лепестков Хл; относительная длина смесителя /см=/см//?; относительная высота лепестка смесителя hCK=hCN/H, где R — радиус точки крепления смесителя; Н — высота канала камеры смешения в концевом сечении смесителя. В выполненных конструкциях величины этих параметров находятся в следующих пределах: 7Л=12...18; /см=0,4...0,8; ^см=0,4...0,85. Увеличение параметров в указанных пределах ведет к повышению эффективности процесса смешения, но сопровождается увеличением массы устройства и ростом гидравлических потерь.
Как уже было отмечено выше, в ТРДД большой степени двухконтурности основным источником шума является вентилятор. В настоящее время разработаны следующие основные способы снижения шума одноступенчатого вентилятора ТРДД:
— увеличение осевого расстояния от входа в двигатель до вентилятора и от вентилятора до направляющего аппарата;
— выполнение вентилятора без входного направляющего аппарата;
— снижение окружной скорости на наружном радиусе вентилятора до значений, не превышающих 400...450 м/с;
— нерадиальное расположение лопаток направляющего аппарата;
— акустическая обработка мотогондолы звукопоглощающими конструкциями (ЗПК).
Акустическая обработка корпусов применяется также для снижения шума, генерируемого компрессором, камерой сгорания и турбиной. В ЗПК используются два принципа снижения шума: — поглощение (диссипация) акустической энергии в материале ЗПК;
— смещение частотного диапазона акустических колебаний в высокочастотную область, где затухание звука по мере распространения происходит быстрее. С этой целью ЗПК выполняют в виде легкой ячеистой конструкции, каждая из малых объемов (ячеек) которой является резонатором-фильтром, пропускающим звук только собственной высокой частоты колебаний столба воздуха в этом объеме.
В качестве материалов для ЗПК используют алюминиевую фольгу, термостойкие пластмассы (при облицовке корпусов компрессора) и фольгу из жаростойких нержавеющих сталей типа 1Х18Н9Т при гашении шума, генерируемого турбиной.
171
Рис. 6.10. Смесительное устройство ТРДД:
1 — смеситель; 2 — камера смешения; 3 — затурбинный обтекатель; 4 — реактивное сопло
Глава 7. ОПОРЫ РОТОРОВ. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Опоры предназначены для фиксации ротора в силовом корпусе. Они передают осевые и радиальные нагрузки, возникающие на роторе в процессе работы двигателя, к корпусным неподвижным деталям. При этом должна обеспечиваться возможность вращения ротора при минимальном трении.
Узел опоры (рис. 7.1) состоит из двух групп элементов — корпуса опоры и подшипникового узла. В корпусе любой опоры можно выделить три характерных части:
— внутреннее силовое кольцо 3, в котором закреплен узел подшипника;
— внешнее силовое кольцо /, которое соединяется с другими элементами силового корпуса двигателя;
— радиальные силовые элементы 2, которые совместно с силовыми кольцами 1 и 3 образуют осесимметричную кольцевую раму высокой жесткости и прочности. Радиальные силовые элементы пересекают проточную часть двигателя и поэтому выполняются хорошо обтекаемыми.
Рис. 7.1. Принципиальная схема опоры ротора:
1 — внешнее силовое кольцо;
2 — радиальный силовой элемент; 3 — внутреннее силовое кольцо; 4 — подшипник;
5 — уплотнение; 6 — устройство подвода масла
Подшипниковый узел состоит из подшипника, элементов его крепления к корпусу опоры и ротору, устройств подвода и слива масла, масляных уплотнений, устройств охлаждения и теплоизоляции. Кроме того, в узле подшипника могут быть применены демпферные и упругодемпферные устройства.
7.1. ПОДШИПНИКИ
По виду трения различают подшипники качения и скольжения. Подшипники скольжения имеют малые радиальные размеры, допускают высокую частоту вращения (100000 об/мин и
173
более) и возможность работы при вибрационных нагрузках. Однако их недостатки (высокие потери на трение и в связи с этим пониженные КПД, необходимость интенсивной смазки и охлаждения, большие потребные пусковые моменты, большие размеры в осевом направлении) ограничивают применение таких подшипников конструкциями некоторых вспомогательных силовых установок.
В основных ГТД применяют исключительно подшипники качения, обладающие по сравнению с подшипниками скольжения значительно меньшим коэффициентом трения, малыми осевыми размерами и низким пусковым моментом.
В опорах роторов компрессоров и турбин применяют преимущественно однорядные подшипники качения: шариковые радиальные и радиально-упорные, роликовые радиальные.
По условиям работы подшипники роторов ГТД относят к тя-желонагруженным, высокоскоростным: радиальные нагрузки достигают величин 5000 Н, осевые — 20000...50000 Н, частота вращения — 18000 об/мин, температуры нагрева — 250 °C и выше.
Для изготовления подшипников, работающих при умеренных температурах (до 200 °C), применяют стали ШХ15, ШХ9, ШХ6 вакуумного или электрошлакового переплава. Из стали ШХ15 изготавляют кольца, а из сталей ШХ6, ШХ9 — тела качения.
Для подшипников, работающих в условиях повышенных температур, применяют цементируемые никельмолибденовые инструментальные стали.
Подшипники качения (рис. 7.2) состоят из следующих деталей: наружного и внутреннего колец с дорожками качения, рабочих тел и сепараторов. В некоторых подшипниках одно или два кольца могут отсутствовать. В них тела качения катятся непосредственно по канавкам вала или корпуса. Это уменьшает радиальные размеры таких подшипников, что особенно важно для промежуточных шестерен и сателлитов редукторов авиационных ГТД.
Шарикоподшипники радиальные (см. рис. 7.2, а) служат для восприятия радиальной силы в условиях перекоса осей ротора и корпусов. Они могут фиксировать вал в осевом направлении и передавать осевую силу тем большую, чем выше внутренние зазоры в подшипнике.
Гораздо большую радиальную силу способны передавать роликоподшипники за счет большей поверхности контакта роликов и колец. Однако они обладают повышенной чувствительностью к перекосам, для уменьшения которой ролики выполняют короткими (в продольном сечении — квадрат) и бочкообразными.
Типичная конструкция роликоподшипника показана на рис. 7.2, д. Гладкая без бортов внутренняя обойма обеспечивает свободное осевое температурное расширение ротора относительно корпуса. Наружная обойма своими бортами удерживает ро-
174
г
Рис. 7.2. Подшипники качения:
а — радиальный шарикоподшипник с центрированием сепаратора по внутреннему кольцу; б — радиально-упорный шарикоподшипник с разрезным наружным кольцом; в — радиально-упорный шарикоподшипник с разрезным внутренним кольцом; г — радиально-упорный шарикоподшипник с четырехточечным контактом при радиальной нагрузке; д — роликоподшипник с безбортовым (гладким) внутренним кольцом; е — роликоподшипник с безбортовым наружным кольцом; ж, з — роликоподшипники без внутреннего и наружного колец соответственно
лики в осевом направлении. Сепаратор отделяет ролики от взаимного соприкосновения и исключает их поворот относительно радиусов, проходящих через центр масс роликов.
175
В процессе работы двигателя сепаратор вращается с частотой, равной: d|/i п
П --------------------
с d,+d2 20О’
где п — частота вращения внутреннего кольца, об/мин; diy d2 соответственно диаметры беговых дорожек внутреннего и наружного кольца; dp — диаметр ролика.
Центрирование сепаратора выполняют по наружному или внутреннему кольцу. Центрирование сепаратора по наружному кольцу имеет ряд преимуществ по сравнению с центрированием по внутреннему кольцу: лучший отвод тепла от сепаратора через более холодное наружное кольцо, более благоприятные условия смазки подшипника, меньшее удельное давление на центрирующую поверхность, лучшая балансировка (самобалансировка) сепаратора в процессе работы. На рис. 7.3 показано, что при центрировании по наружному кольцу сепаратор под действием
Рис. 7.3. Характер износа сепаратора: а — при центрировании по внутреннему кольцу; б — при центрировании по наружному кольцу; Ра— центробежная сила несбалансированных масс сепаратора
центробежной силы несбалансированных масс прижимается к наружному кольцу «тяжелым» местом и его износ в процессе работы приводит к уменьшению несбалансированности.
176
Для изготовления сепараторов применяют алюминиевые сплавы Д1Т, АК-4, латунь, бронзу и синтетические материалы типа фторопласт и др.
В настоящее время находят широкое применение однослойные покрытия сепараторов серебром, и двухслойные — серебром и свинцом (для бронзовых и латунных сепараторов), свинцом и индием (для алюминиевых). Сепараторы с покрытием обладают повышенной износостойкостью.
В процессе работы сепаратор изнашивается и продукты износа могут быть обнаружены при анализе проб масла. После разрушения сепаратора происходит быстрое -прогрессирующее разрушение подшипника из-за взаимного трения тел качения и их перекосов.
Шарикоподшипники радиально-упорные применяют для восприятия осевой и радиальной нагрузок с преобладающей осевой. Широкое распространение получили двух-, трех- и четырехточечные подшипники с углом контакта 26° (рис. 7.2, б, в). Для повышения несущей способности подшипника одно из его колец выполняют разъемным. Это позволяет увеличить число тел качения (~на 25%) по сравнению с неразъемным подшипником, повысить точность обработки беговых дорожек, дает возможность применить более прочный неразъемный сепаратор. При отсутствии осевой силы многоточечные подшипники передают радиальную нагрузку по всем точкам контакта. При передаче осевой нагрузки во всех случаях контакт сохраняется лишь по двум точкам (рис. 7.4).
Рис. 7.4. Четырехточечный подшипник: а — при передаче радиальной нагрузки; б — при передаче радиальной и осевой нагрузок
Преимущества подшипников с многоточечным контактом — большая осевая грузоподъемность, связанная с повышенными
12 Зак. 4527
177
углами контакта и большим количеством шариков по сравнению с двухточечным, относительно малые внутренние зазоры. Большое влияние на работоспособность подшипников оказывают величина внутренних зазоров — радиального и осевого. При малой величине зазоров возможно заклинивание подшипника при нагреве внутренней обоймы от горячего вала. Повышенные зазоры могут вызвать рост вибраций ротора. В подшипниках роторов ГТД исходный радиальный зазор выбирают в пределах 0,05...0,10 мм.
В зависимости от нагрузочной способности при одном и том же внутреннем диаметре подшипники делятся на серии: по радиальным размерам — сверхлегкие, особо легкие, легкие, средние, тяжелые, по ширине — узкие, нормальные, широкие, особо широкие.
На подшипнике качения ставится клеймо — условное обозначение подшипника, состоящее из ряда цифр и букв.
Последние две цифры указывают шифр диаметра внутреннего кольца: ...00 (d=10 мм), ...01 (d=12 мм), ...02 (d= 15 мм), ...03 (d= 17 мм). Начиная от ...04 (d=20 мм) и кончая ...99 (d=495 мм), чтобы узнать диаметр внутреннего кольца подшипника, необходимо две последние цифры его условного обозначения умножить на 5.
Третья цифра справа указывает серию подшипника: особо легкая—1, легкая — 2, средняя — 3 и т.п. Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника: радиальный шариковый однорядный — 0, радиальный роликовый — 2, радиально-упорный шариковый — 6.
Дополнительные буквенные обозначения используются для указания классов точности, номера ряда радиального зазора, материала колец и сепаратора и др.
Примеры обозначений подшипников:
206 — радиальный однорядный шарикоподшипник легкой серии с внутренним диаметром 30 мм.
В32118ДТ — радиальный роликоподшипник особо легкой серии с внутренним диаметром 90 мм, с бортами на наружном кольце (3) высокого класса точности (В), с сепаратором из алюминиевого сплава (Д) и температурой отпуска колец 200 °C (Т).
7.2. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Для авиационных ГТД, являющихся высокооборотными машинами, применяют подшипники легких серий высоких классов точности (В, А, С).
Внутренний диаметр подшипника выбирают в соответствии с размером вала в опоре. Выбранный по каталогу подшипник проверяют на быстроходность и определяют расчетную долговечность.
178
Быстроходность подшипников оценивают параметром dn, где d — внутренний диаметр подшипника в мм, п — частота вращения, об/мин. Подшипники ГТД удовлетворительно работают до величин dn= (1,5...2,0) • 106 мм об/мин.
Ввиду переменных режимов работы двигателя (взлетный, номинальный, крейсерский, малый газ) расчетную долговечность подшипника Лрасч. определяют по эквивалентной нагрузке Q3KB, учитывающей различную повреждаемость, вносимую каждым из режимов:
, _ ! с 3-33
Лрасч~~ «,к»
где пзкв— эквивалентная частота вращения ротора (об/мин), принимаемая равной частоте вращения на наиболее длительном режиме работы (крейсерском); С — коэффициент работоспособности, численные значения которого в зависимости от диаметра, конструкции и характера нагружения подшипника указаны в каталогах и справочниках. Эквивалентную нагрузку Q3KB определяют по формуле: z 03
СэкВ= ( t
I 1=1 I
где Z — число режимов работы; а, — относительная продолжительность работы подшипника на каждом Гм режиме в долях z
от общей расчетной долговечности, т. е. а—Л//грасч; ^а,= 1;
/=1
h, — время работы подшипника на Гм режиме; — от-
носительные частоты вращения на Гм режиме; Q, — приведенная условная нагрузка на подшипник на Гм режиме (Н).
Величину Q, для каждого режима подсчитывают по формуле: Q,=(/?; +тД,)/Ск/С6/Ст, где /?;, Л, — соответственно радиальная и осевая нагрузка на подшипник на Гм режиме (Н); m — коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной; /<к — коэффициент, учитывающий вращение кольца (при вращении внутреннего кольца ЛСК=1, при вращении наружного /Ск= = 1,35); — динамический коэффициент, учитывающий дина-
мичность действующей нагрузки (для подшипников компрессоров и турбин /С6=1, для редукторов /С6= 1,3... 1,5); — коэффи-
циент, учитывающий влияние рабочей температуры на долговечность подшипника:
Т, °C ...... 100 150 175 200 250
Кт ....... 1,0 1,11 1,15 1,25 1,40
Значения коэффициента m для шариковых радиально-упорных определяют соотношением: m=l/3,8tgp и изменяются от 0,6 (при R/A~^2) до 0,8 (при чисто осевой нагрузке). Для роликовых подшипников с цилиндрическими роликами m—Q.
12*
179
Полученное значение долговечности /грасч должно быть больше ресурса проектируемого двигателя h в 1,5...2,5 раза: Kg— =Лрасч/й=(1,5.„2,5).
Меньшие значения запаса по долговечности допускают для подшипников приводов агрегатов и редукторов ТВД, большие — для подшипнков вала винта ТВД и радиально-упорных шариковых подшипников ротора двигателя.
В случае действия на подшипники значительных кратковременных перегрузок они должны проверяться на статическую грузоподъемность. Статической грузоподъемностью называется максимально возможная в эксплуатации радиальная нагрузка на подшипник, которая может вызвать остаточную пластическую деформацию тел качения не более величины /ОСТ=Ю~4^0.
Предельная радиальная нагрузка Qcm, вызывающая такую деформацию, определяется по эмпирическим формулам:
Для шарикоподшипника: Qcm==8,5zdocosp, Н;
для роликоподшипника: Qcm=16zd0/, Н,
где z — число тел качения; d0 — диаметр тел качения, мм; I — длина ролика, мм.
Условие работоспособности подшипника по статической грузоподъемности имеет вид: Дтах^Сст> где Дтах — максимально возможная в эксплуатации радиальная нагрузка на подшипник.
7.3. КОНСТРУКЦИЯ ЭЛЕМЕНТОВ КРЕПЛЕНИЯ ПОДШИПНИКОВ В ОПОРАХ
В общем случае при разработке конструкции опор роторов ГТД необходимо обеспечить: заданную податливость узла опоры; снижение уровня вибраций, возбуждаемых вращающимся ротором; заданные условия посадки и теплового режима подшипника; легкость монтажа и демонтажа узла; возможность регулировки осевого положения ротора (в радиально-упорных подшипниках) или внутреннего кольца (в роликоподшипниках) относительно корпуса опоры; контроль состояния опоры в процессе эксплуатации.
Требуемая податливость узла опоры достигается подбором податливости деталей, входящих в силовую «цепь» передачи радиальной и осевой нагрузок, начиная от вала и заканчивая наружным корпусом.
Так, например, в некоторых конструкциях требуемая податливость передней опоры ротора компрессора ГТД достигается за счет упругой силовой рамы, выполненной с помощью тонких профилированных радиальных стоек, соединяющих корпус подшипника с наружным корпусом компрессора. В тех случаях, когда такое решение оказывается невозможным, для достижения податливости опоры устанавливают специальные упругие элементы
180
(рис. 7.5). Применение специальных упругих элементов в опорах роторов позволяет снизить уровень вибраций, вызываемых вращающимся ротором, в рабочем диапазоне частот вращения. Объясняется это тем, что при постановке упругой опоры происходит значительное снижение критической частоты вращения ротора. При этом критический (резонансный) режим преодолевается на малых частотах вращения при малых значениях возбуждающей силы. В то же время в рабочем диапазоне частот вращения ротор будет работать в закритической области, где центр масс ротора практически совпадает с осью вращения и уровень вибрации минимален. При постановке упругих элементов стремятся обеспечить оптимальную податливость опоры, при которой критическая частота вращения становится ниже частоты вращения малого газа, но на 10...15 % выше частоты отключения стартера. В этом случае ротор быстро проходит резонанс за счет избыточной мощности турбины и, кроме того, исключается задевание элементов ротора о корпус.
Рис. 7.5. Упругие элементы в узлах опор:
а — упругая тонкостенная коническая балка; б — упругий элемент с ограничителем прогиба; в — упругое кольцо между наружным кольцом подшипника и стаканом корпуса; 1 — стакан корпуса;
2 — упругое кольцо; 3 — наружное кольцо подшипника
Другим эффективным средством снижения уровня вибраций, вызываемых вращающимся ротором, является постановка специальных демпферных устройств. Такие устройства обеспечивают поглощение части энергии колебаний вращающегося ротора за счет сил сухого или жидкостного трения (рис. 7.6). Поглощаемая энергия расходуется на нагрев трущихся поверхностей и жидкости. Для поддержания нормальных температурных условий демпферные устройства охлаждаются. Так, масляный демпфер охлаждается за счет непрерывной прокачки масла, используемого для работы демпфера.
181
Демпфер сухого трения применяется для гашения колебаний и ограничения прогиба длинных валов. Он обычно устанавливается в месте ожидаемого максимального прогиба вала, вступает в работу в диапазоне частот вращения, близких к критическим, работает кратковременно и не требует непрерывного охлаждения.
Рис. 7.6. Масляный демпфер (схема):
1 — подшипник; 2 — корпус подшипника; 3 — пакет разрезных колец; ра - подвод масла под давлением в полость демпфера
Эффективность масляного демпфера возрастает при увеличении вязкости жидкости и поверхности трения, а также при размещении демпфера вблизи центра масс ротора.
В реальных конструкциях для снижения роторных вибраций широко используют комбинацию рассмотренных выше способов— специальные упругодемпферные устройства (рис. 7.7).
Рис. 7.7. Упругодемпферное устройство:
1 — подшипник; 2 — упругие элементы опоры; 3 — корпус опоры; 4 — разрезное упругое кольцо маслоуплотнения полости демпфера
Посадки подшипников в корпус и на вал вибирают из условия сохранения радиального зазора между телами качения и кольцами на всех эксплуатационных режимах. Для сохранения балан
182
сировочных характеристик ротора вращающееся внутреннее кольцо устанавливают на вал с натягом (плотная посадка 1-го класса точности). Наружное кольцо устанавливают подвижно в стальной стакан, запрессованный в корпус (посадка скольжения l-ro класса точности). Этим обеспечивается возможность проворота колец относительно корпуса и исключение их деформации при неравномерном по окружности силовом и температурном нагружении корпуса. Для предотвращения износа при проворачивании наружного кольца посадочные и упорные поверхности корпуса цементируют, хромируют или азотируют в зависимости от применяемого материала и конструкции корпуса.
Повышенный нагрев внутреннего кольца может привести к уменьшению радиального зазора в подшипнике до нуля и даже к образованию натяга в сочленении. Это вызовет резкое увеличение сопротивления вращению, еще больший нагрев и последующее разрушение подшипника.
При разработке мероприятий по обеспечению теплового режима следует учитывать внутренние и внешние источники подвода тепла к подшипнику. Внутреннее тепловыделение вызывается деформацией под нагрузкой тел качения и беговых дорожек, а также трением тел качения о поверхности беговых дорожек и сепаратор. Внешний подвод тепла определяется теплопроводностью и теплоизлучением присоединенных и близко расположенных нагретых деталей двигателя. Наиболее значителен внешний теплоподвод к подшипникам роторов турбин, которые нагреваются теплом, идущим по валу от диска турбины, и теплом, поступающим от горячих деталей камеры сгорания и соплового аппарата через стенки и боковые крышки корпуса опоры.
Уменьшение теплового потока к подшипникам достигается различными способами: постановкой тепловых дросселей на пути распространения тепла за счет теплопроводности; применением теплоотражательных и теплозащитных экранов для защиты от лучистого и конвективного тепла; охлаждением узла опоры воздухом. Тепловой дроссель выполняется в виде местного сужения детали, уменьшения площади контакта деталей в местах их сопряжения. Тепловые дроссели применяют в местах контакта диска и вала турбины, вала турбины и подшипника, стакана подшипника и корпуса опоры. Теплоотражательные и теплозащитные экраны (рис. 7.8) устанавливают на наружных поверхностях корпуса и боковых крышек опоры. Обдув воздухом используют для охлаждения вала, корпуса и боковых крышек подшипникового узла.
Легкость монтажа и демонтажа узла опоры достигается применением легкосъемных резьбовых соединений (гаек), обеспечивающих фиксацию деталей в осевом направлении и передачу осевой силы в радиально-упорных подшипниках.
Для предотвращения схватывания резьбовых поверхностей и облегчения демонтажа поверхность резьбы гаек обычно омед
183
няется. Для предотвращения самоотворачивания гаек применяют пластинчатые контровочные шайбы или промежуточные шлицевые втулки.
•Наружные кольца подшипников устанавливают в стальные стаканы, которые запрессовывают и фиксируют в корпусе из литого легкого сплава или крепят их к стальным силовым дета; лям. Стальные стаканы предохраняют корпуса от износа и способствуют сохранению в определенных пределах посадочных зазоров наружного кольца при тепловых деформациях корпуса. В осевом направлении наружное кольцо при передаче значительных осевых сил фиксируется с одной стороны упором в бурт, а с другой — гайкой, либо съемным фланцем (см. рис. 7.8). При от-
Рис. 7.8. Узел опоры с радиально-упорным подшипником:
1 — вал; 2 — теплозащитный экран; 3 — дистанционное (регулировочное) кольцо; 4 — стакан подшипника; 5 — съемный фланец; 6 — масляная форсунка; 7 — гайка; 8 — маслосбрасывающее кольцо
184
сутствии осевой силы, как в роликоподшипнике, наружное кольцо может быть зафиксировано в осевом направлении разжимными разрезными кольцами.
Регулировка осевого положения ротора двигателя относительно корпуса обеспечивается постановкой регулировочных колец между внутренним кольцом опорно-упорного подшипника ротора и буртиком вала, по торцевой поверхности которого осевая сила ротора передается на подшипник и далее на корпус. Изменением толщины этого кольца можно достичь требуемой величины осевых зазоров между рабочими и неподвижными лопатками ротора и корпуса.
В радиальной опоре (рис. 7.9) внутреннее вращающееся кольцо роликоподшипника установлено на валу с натягом. Осе-
Рис. 7.9. Узел опоры с радиальным подшипником:
I — корпус опоры; 2—стакан подшипника; 3 — упругий элемент
вое положение внутреннего кольца определяется упором его в дистанционное кольцо, подбором толщины которого можно обеспечить необходимое положение внутреннего кольца относительно роликов. Осевое крепление внутреннего кольца обеспечивают за
185
тягиванием гайки, которую контрят пластинчатым замком. Наружное неврагцающееся кольцо установлено по скользящей посадке в стальном стакане, являющемся элементом упругодемпферного устройства данной опоры. С помощью гайки обеспечивают осевую фиксацию наружного кольца. Стакан через упругий элемент соединен с наружным стальным стаканом, который закреплен к корпусу опоры. Упругое устройство опоры, образованное деталями 1 и 2, обеспечивает снижение критической частоты вращения ротора, что способствует уменьшению динамической нагруженности подшипника. Для уменьшения прогибов упругих элементов и биения ротора при прохождении критических частот вращения на данной опоре установлен масляный демпфер. Полость демпфера образована поверхностями деталей 1 и 2 и ограничена маслоуплотнительными разрезными кольцами. В полость демпфера подводится масло из линии нагнетания маслосистемы.
7.4. ПОДВОД МАСЛА К ПОДШИПНИКАМ
Подача масла к подшипникам предназначена для отвода от них внутреннего и внешнего тепла, снижения коэффициента трения и выноса продуктов изнашивания. При неработающем двигателе и при его длительном хранении масло, находящееся в полости опоры, играет роль консервирующей жидкости, препятствующей развитию процессов коррозии деталей опор.
Величину потребной прокачки масла к подшипникам определяют на основании методики [22], базирующейся на обобщенном выражении для расчета мощности, затрачиваемой на привод подшипников, с использованием уравнений теплового баланса в подшипниковом узле.
При предварительном эскизном проектировании потребную прокачку оценивают на основании следующих статистических данных: роликовый подшипник компрессора 1...3 л/мин; роликовый подшипник турбины 4... 12 л/мин; шариковый радиальноупорный подшипник компрессора 4... 12 л/мин.
Большие значения прокачки выбирают для двигателей большой мощности (тяги) и высоких параметров цикла.
Масло к подшипникам подают при помощи струйных форсунок. Число форсунок определяется величиной, потребной для данного подшипника прокачки гАсла, имея в виду, что через одну форсунку поступает 1...2 л/мин. Таким образом, потребное число форсунок в некоторых случаях доходит до 6...8. При диаметре жиклера форсунки 1,2 мм и рабочем давлении в масло-системе 0,4...0,5 МПа скорость истечения масла из форсунки составляет 12...17 м/с. Это позволяет в необходимых случаях размещать форсунки в некотором удалении от подшипников на расстояние до 10... 15 см. В зависимости от числа форсунок, устанавливаемых на подшипниках, различают односторонний, двух-, трех- и четырехсторонний подвод масла.
186
При одно- и двухстороннем подводе масло подается в зазор между внутренним кольцом подшипника и сепаратором под углом 15° к оси двигателя. В этом случае масло хорошо смазывает рабочую поверхность внутреннего кольца подшипника, откуда оно под действием центробежных сил поступает к наружному кольцу, попутно смазывая и охлаждая тела качения и сепаратор.
При большом числе форсунки располагают по окружности с обеих сторон в шахматном порядке. Отвод отработанного масла осуществляется через зазор между наружным кольцом подшипника и сепаратором. Поскольку сепаратор центрируется по наружному кольцу, то величина зазора может оказаться недостаточной для гарантированного отвода масла. В этом случае на поверхностях контакта обеих сопрягаемых деталей выполняют выфрезеровки и выемки, улучшающие циркуляцию масла через подшипник.
Для предотвращения переполнения опоры отработанным маслом, уменьшения его нагрева и вспенивания в корпусе опоры выполняют дренажные и сливные каналы и отверстия, обеспечивающие свободный сток масла в маслосборник данной опоры. Образование застойных зон, вызванное, например, засорением или малой пропускной способностью сливных отверстий, приводит к нагреву и коксованию масла в этой зоне, ухудшению отвода тепла от подшипника и его разрушению.
Высокоскоростные подшипники с большим внутренним тепловыделением и работающие при высокой температуре окружающей среды имеют дополнительные устройства подвода масла, выполненные в виде отверстий в наружном и внутреннем кольцах (см. рис. 7.9).
7.5. УПЛОТНЕНИЯ ОПОР РОТОРОВ
Корпусы опор совместно с вращающимися элементами опор образуют внутренние полости двигателя, куда подается масло для смазки подшипников и прорывается воздух из проточной части (рис. 7.10). Отработанное масло вместе с некоторым количеством воздуха отводится в линию откачки маслосистемы. Давление в полости опор определяется соотношением проходных сечений каналов подвода и отвода воздуха или газа. Подвод происходит по кольцевым щелям между ротором и корпусом опоры. Отвод воздуха осуществляют через дренажные каналы и трубопроводы в систему суфлирования двигателя. Система суфлирования обеспечивает поддержание одинаковых давлений во всех масляных полостях. Величина давления в системе суфлирования для двигателей ГА выбирается приблизительно равной наружному атмосферному давлению. Это исключает выбивание масла из полости опор при работе двигателя. Для уменьшения расхода газа, прорывающегося через кольцевую
187
щель между ротором и корпусом в воздушно-масляную полость опор, применяют воздушные или газовые уплотнения.
Рис. 7.10. Схема внутренней полости опоры: 1 — вал; 2 — масляная форсунка; 3 — корпус опоры; 4 — подшипник; рк — давление наддува полости опоры; ри — атмосферное давление
В те/ случаях, когда давление воздуха вне корпуса опоры ниже атмосферного (как в передней опоре ротора компрессора), масло интенсивно отсасывается в воздушный тракт. Это может привести к увеличению расхода масла, поэтому между указанными двумя полостями с помощью уплотнений создают промежуточную полость (рис. 7.11), куда подают воздух с давлением наддува рк, достаточным для предотвращения отсоса масла из полости опоры.
Рис. 7.11. Схема воздушно-масляной полости передней опоры ротора компрессора.
Примечание: II — подвод воздуха с давлением наддува рн; 0—откачка отработанного масла
18$
Различают уплотнения контактные и бесконтактные. В контактных уплотнениях уплотняющая деталь соприкасается с вращающимся валом, в бесконтактных между ними имеется гарантированный зазор.
К контактным относят манжетное и различные виды кольцевых уплотнений. Такие уплотнения по сравнению с бесконтактными обладают лучшей герметичностью, но имеют пониженную надежность и ограничения по окружной скорости из-за опасности перегрева материала.
Манжетное уплотнение (рис. 7.12) применяют при относительных скоростях на поверхности контакта не выше 20...25 м/с. Прижатие уплотнителя в этом случае достигается силами упругости манжеты, браслетной пружины и перепада давления Ар= =р2— pi- В качестве материала применяют маслостойкую резину, кожу, фторопласт. Такие уплотнения используются в приводах агрегатов двигателя.
Рис. 7.12. Схема манжетного уплотнения: > Р
J — вал; 2 — корпус; 3 — манжета; 4 — ?
браслетная пружина
2 3
Контактные кольцевые уплотнения выполняют с неподвижными и подвижными (плавающими) кольцами. В первом случае в качестве неподвижных применяют чугунные или бронзовые разрезные кольца, прижимаемые к неподвижной контактной поверхности силами упругости кольца и давлением р2, действующим на внутренний его торец (рис. 7.13, а). Под действием перепада давлений (р2— Pi) кольцо прижимается к торцовой поверхности втулки ротора. Для уменьшения трения и отвода тепла эта поверхность контакта смазывается через ряд отверстий 4, расположенный по окружности кольца. Для уменьшения перетекания масла в месте стыка применяют попарное размещение колец в одной канавке (рис. 7.13, б) с разнесением мест стыка колец на угол 180°. Потеря
189
упругости кольца приводит к его вращению и постепенному врезанию в неподвижную втулку корпуса. Это ухудшает герметичность уплотнения и затрудняет разборку узла при ремонте. Контактные уплотнения с неподвижными кольцами применяют до окружных скоростей, не превышающих 100 м/с.
Рис. 7.13. Контактные кольцевые уплотнения:
а — однокольцевое; б — двухкольцевое; 1 — вал; 2 — корпус;
3 — разрезное кольцо; 4 — отверстия для смазки поверхности контакта кольца с валом; 5 — торен разреза кольца
Разновидностью контактного уплотнения с неподвижным
кольцом является торцевое ние (рис. 7.14). В нем
Рис. 7.14. Схема торцевого контактного графитового уплотнения:
1 — штифт; 2 — пружины; 3 — подвижная втулка-кольцедержатель; 4 - корпус; 5 сплошное графитовое кольцо; 6 — упорная втулка
контактное графическое уплотне-применено сплошное графитовое кольцо 5, прижимаемое к торцевой поверхности втулки 6 силами пружины 2 и перепада давлений. Компенсация износа кольца происходит за счет осевого перемещения подвижной втулки 3, которая в свою очередь уплотнена относительно корпуса 4 с помощью резинового кольца. Штифт 1 исключает проворот втулки 3 в окружном направлении. Такое уплотнение из-за отсутствия разреза на кольце относят к категории безрасходных. Допускаемые перепады давлений (р2— pj достигают 0,4 МПа. Для повышения ресурса кольца окружная скорость на поверхности контакта ограничена и не превышает 90 м/с.
При небольших перепадах давлений (0,02...0,04 МПа) применяют графитовые контактные уплотнения с плавающими коль-
190
цами (рис. 7.15). Разрезное графитовое кольцо 2 прижимается к неподвижной втулке корпуса 1 силами упругости, центробежными силами собственных масс и давлением рь действующим
на внутреннюю его поверхность.
Рис. 7.15. Схема графитового контактного уплотнения с плавающими кольцами:
1 — неподвижная втулка корпуса; 2 — разрезное графитовое кольцо;
3 — упорная втулка; 4 — подшипник; 5 — гайка; 6 — вал
Допустимая рабочая температура контактных графитовых уплотнений составляет 500...530 °C.
Широкое распространение в авиационных ГТД получили бесконтактные уплотнения. Их преимущество — простота конструкции, высокая надежность, отсутствие ограничений по окружной скорости и температуре среды. К недостаткам таких уплотнений следует отнести повышенный расход по сравнению с контактными уплотнениями.
В масляных полостях бесконтактные уплотнения используют в виде маслосбрасывающих колец («маслосброс») и резьбовых уплотнений. Маслосбрасывающее кольцо ( см. рис. 7.8) выполнено в виде отражательного выступа с острой кромкой. Оно устанавливается вблизи подшипника и обеспечивает разрыв масляной пленки и сброс масла в картер, что уменьшает его проникновение к последующим уплотнениям.
Резьбовое уплотнение выполняется в виде многозаходной ленточной или треугольной резьбы, нарезанной на вращающейся втулке. Направление резьбы выбирается таким образом, чтобы при данном направлении вращения резьбовое уплотнение препятствовало уходу масла из масляной полости.
Для разделения газовых, а также газовых и масляных полостей применяют лабиринтные уплотнения.
191
7.6. ТИПИЧНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ ПОДШИПНИКОВ ОПОР
Все повреждения и разрушения подшипников, происходящие в условиях эксплуатации, можно разделить на следующие группы:
— разрушение от усталости материала в зоне контакта теЛ качения и беговых дорожек;
— повреждения от повышенного износа;
— разрушения, вызываемые изменением зазоров и посадок между деталями подшипников;
— повреждения с последующим разрушением из-за кратковременного или полного прекращения подачи масла при работе двигателя.
Усталостное разрушение наблюдается в виде точечного выкрашивания материала дорожек и тел качения. Причинами, способствующими усталостному разрушению, являются:
— большие нагрузки от центробежных сил тел качения в высокоскоростных подшипниках;
— снижение твердости материала из-за кратковременного нагрева выше температуры отпуска как при изготовлении подшипника (прижоги при шлифовании), так и в эксплуатации;
— коррозионные язвы из-за плохой консервации или неудовлетворительных условий хранения, фреттинг-коррозия при транспортировке.
Повышенному изнашиванию в процессе эксплуатации подвержены сепараторы и тела качения. Этому способствует неправильный монтаж подшипника, установка колец с перекосом. Попадание продуктов износа сепаратора в зону контакта тел качения может привести к заклиниванию подшипника и его разрушению.
Изменение зазоров между деталями подшипников происходит из-за температурных расширений этих деталей и повышенного их износа. Так, например, после выключения двигателя без предварительного охлаждения на пониженных режимах поток тепла от дисков турбины через вал передается на внутреннее кольцо подшипника. Оно расширяется, выбирает зазоры и кратковременно заклинивает ротор. Это явление обнаруживается по тугому вращению ротора при его ручной прокрутке после подобных выключений. После полного охлаждения всего двигателя легкость вращения ротора восстанавливается, однако высокие контактные напряжения при заклинивании могут привести к деформации контактируемых деталей и растрескиванию на их поверхности.
Аналогичная картина наблюдается и при запуске двигателя при низких температурах. В этом случае, если масло в двигателе не прогрето, то вследствие повышенной вязкости подача его к подшипникам затруднена. Тогда тела качения при отсутствии смазки быстро нагреваются, выбирают зазор между кольцами, что приводит к их заклиниванию и последующему разрушению.
192
Повышение зазора из-за износа приводит к повышению динамических нагрузок в опорах.
При разрушении деталей подшипника за счет масляного голодания всегда имеет место оплавление и износ тел качения, наволакивание материала шариков на поверхности беговых дорожек, износ наружной поверхности сепаратора и его гнезд, разрыв боковых перемычек сепаратора. Из-за интенсивного тепловыделения возможны воспламенение масла и пожар внутри двигателя.
Установить начало процесса разрушения подшипников опор роторов можно по наличию в масле металлических частиц, росту уровня вибраций, повышению температуры масла на выходе из двигателя, уменьшению времени выбега ротора, потемнению масла и т. п.
7.7. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Узлы соединения трех- и четырехопорных роторов, работающих в условиях несоосности, принято называть соединительными муфтами.
Соединительные муфты трехопорных роторов должны обеспечивать:
— передачу крутящего момента от ротора турбины к ротору компрессора в условиях несоосности и перекоса валов;
— передачу осевой силы от ротора турбины ротору компрессора, одна из опор которого является радиально-упорной. На большинстве эксплуатационных режимов осевая сила ротора турбины направлена назад, против полета. На пониженных режимах работы при эволюциях самолета (например, при торможении в процессе посадки) возникают инерционные силы, которые стремятся сместить вал вперед, по полету. Таким образом, муфта должна обеспечить передачу как прямого, так и обратного осевого усилия;
— передачу радиальной силы, вызванной тем, что при трехопорной схеме ротора соединительная муфта является второй опорой вала турбины. Величина этой силы зависит также от степени сбалансированности соединительной муфты. Поэтому муфты больших размеров, как правило, содержат балансировочные элементы, подбором массы которых достигается заданная минимальная степень несбалансированности ротора;
— взаимное центрирование деталей муфты, исключающее появление значительных радиальных люфтов;
— легкую разборку и сборку узла и, одновременно, надежную фиксацию деталей на всех эксплуатационных режимах.
Рассмотрим пути выполнения указанных требований.
Передача крутящего момента в условиях несоосности и перекоса валов обеспечивается эвольвентным шлицевым соединением. Компенсация несоосности достигается благодаря наличию зазоров в шлицах. Работа соединения в условиях несоосности при
13 Зак. 4527
193
водит к перегрузке концов шлиц, особенно при длинных шлицах. Для облегчения условий работы шлиц и повышения их долговечности применяют следующие конструктивные мероприятия:
— устанавливают последовательно несколько шлицевых соединений;
— увеличивают наружный диаметр шлиц, что приводит к уменьшению потребной длины шлиц как вследствие увеличения их числа, так и уменьшения нагрузки, воспринимаемой ими. При увеличении диаметра вдвое потребная длина шлиц уменьшится в четыре раза;
— для обеспечения самоустановки шлиц предусматривают, наличие малых осевых и радиальных зазоров (0,3...0,7 мм).
Даже с учетом этих мероприятий коэффициент неравномерности загрузки шлиц составляет 0,5...0,7, т. е. почти половина шлиц оказывается незагруженными.
Передача осевой силы в условиях несоосности и перекоса валов достигается применением:
— шаровых шарниров. Для уменьшения перекоса шлиц ось гйарового шарнира располагают на оси вращения ротора в плоскости, проходящей через середину шлиц;
— короткого и жесткого одноболтового соединения роторов с компенсацией несоосности за счет упругих элементов опор роторов (рис. 7.16);
Рис. 7.16. Соединительная муфта трехонорного ротора ТВД:
1 — хвостовик вала компрессора; 2 ьн iопционная втулка;
3 — корпус фиксатора; 4 — пружина фикса гора; 5 — двухшлицевая втулка фиксатора; 6 — хвостовик вала турбины; 7 — соединительный болт; 8 — подпятник болта
— гибкого длинного соединительного болта; при этом компенсация несоосности достигается за счет изгибной податливости болта. Для исключения потери устойчивости болта при прохождении им своих критических частот вращения по всей его длине выполняют промежуточные опоры.
При неработающем двигателе затяжка такого болта равна нулю, и он может перемещаться вперед вместе с валом турбины на величину торцевого зазора 0,5...0,7 мм. При работе двигателя болт передает прямую осевую силу ротора турбины, направлен
194
ную назад против полета, на соответствующий фланец вала компрессора. Обратная осевая сила, возникающая при торможении самолета и направленная вперед, на болт передаваться не должна во избежание потери его устойчивости.
На примерах реальных конструкций рассмотрим выполнение всей совокупности требований, предъявляемых к соединительным муфтам. Соединительная муфта ротора высокого давления ТРДД показана на рис. 7.17. Крутящий момент передается эвольвеитными шлицами; осевая сила — коротким жестким соединительным болтом 6 Под головку болта поставлены два сферических кольца 5, разгружающих болт от изгиба при несоосности валов. Для контровки болта от отворачивания поставлено двухшлицевое кольцо 7, которое от выпадания удерживается разрезным стопорным кольцом 8. Осевая и радиальная силы передаются через сферические кольца 5 на болт 6 и затем через резьбовой участок болта — на промежуточную втулку 3 и резьбовой участок вала компрессора 1. Регулировочное кольцо 2 обеспечивает необходимое осевое положение ротора турбины относительно корпуса. Зазор б исключает торцевое заедание шлнц и допускает их самоустановку. Передача обратной осевой силы сопровождается выборкой зазора 6 и контактом соответствующих поверхностей.
На рис. 7.18 показана муфта вертолетного ГТД, в которой вал турбины 4 связан в осевом направлении с задней цапфой ротора компрессора 2 посредством сферы с тремя прорезями. Крутящий момент передается миогошлицевым соединением, включающим шлицевую втулку 3 и ответные шлицы вала турбины и цапфы ротора компрессора. Соединение роторов осуществляют путем осевого ввода сферических выступов вала турбины через прорези во внутренней сфере цапфы ротора компрессора и поворота вала турбины на 60°. Фиксация ротора в этом положении обеспечивается шлицевой втулкой 3, которая входит в зацепление со шлицами вала турбины и компрессора под действием силы пружины 1. При разборке узла втулка 3 отжимается влево и демонтаж вала турбины происходит в обратном порядке.
В конструкцию муфты, показанной иа рис. 7.19, крутящий момент также передается непосредственным эвольвентным шлицевым соединением вала турбины 2 и цапфы ротора компрессора 1. В осевом направлении вал турбины удерживается соединительным болтом 3, имеющим два резьбовых участка с разными шагами резьбы. Для контровки болта применены упругие зубцы. При сборке ротора предварительно специальным ключом обжимают упругие зубцы и вворачивают болт в резьбовую втулку вала турбины 5 до упора в бурт. Затем вал турбины вводят в цапфу компрессора и вворачивают болт в эту цапфу за пазы 4 для ключа. Из-за разности шагов резьбы за каждый оборот болта вал турбины перемещается вперед на 0,5 мм. Болт вращают до тех пор, пока осевой зазор между ротором и статором турбины не достигнет заданной величины, после чего ключ вынимают, упругие зубцы входят в зацепление с внутренними шлицами вала турбины и надежно фиксируют болт от отворачивания.
Четырехопориые роторы нашли применение в ТРДД в качестве роторов низкого давления. Из четырех имеющихся опор только одна (обычно вторая) воспринимает осевую силу всего ротора.
Типичная схема соединительной муфты четырехопорного ротора показана иа рис. 7.20. Валы компрессора 1 и турбины 4 соединены длинным валом 2, отшлицованным с обеих сторон. Вал 2 передает крутящий момент ротора турбины и небольшую обратную осевую силу в случае ее возникновения. Для передачи прямой осевой силы применяют длинный гибкий соединительный болт.
Пример конструктивного выполнения такого рода соединительной муфты показан на рис. 7.21. Крутящий момент передается валом-трубой 2 с эвольвентиы-ми шлицами. В осевом направлении оба ротора стянуты соединительным болтом 6, который передает прямую осевую силу ротора турбины через сферическую опору 7 на вал компрессора. Соединительный болт закоитреи пружинным фиксатором 8.
13*
195
Рис. 7.17. Соединительная муфта ротора высокого давления ТРДД:
1 — хвостовик вала компрессора; 2 — регулировочное кольцо; 3 — промежуточная резьбовая втулка;
4 — хвостовик вала турбины; 5 — сферические кольца; 6 — соединительный болт; 7 — двухшлицевое кольцо; 8 — стопорное разрезное кольцо; б — осевой зазор между валами
4
1
2 3
Рис. 7.18. Соединительная муфта трехопорного ротора вертолетного ГТД:
/ — пружина; 2 — задняя цапфа ротора компрессора; 3 — двухшлицевая подвижная втулка; 4 — хвостовик вала турбины
Рис. 7.19. Соединительная муфта трехопорного ротора ТРД: / — задняя цапфа ротора компрессора; 2 — хвостовик вала турбины; 3 — соединительный болт; 4 — пазы соединительного болта; 5 — резьбовая втулка вала турбины
197
Рис. 7.20. Принципиальная схема соединительной муфты четырехопорного ротора:
/ — вал компрессора; 2 — длинный шлицевой вал; 3 — гибкий соединительный болт; 4 — гайка соединительного болта; 5 — вал турбины
Рис. 7.21. Соединительная муфта четырехопорного ротора ТРДД:
1—хвостовик вала компрессора; 2 — шлицевой вал-труба; 3 — регулировочное кольцо; 4 — дистанционная втулка; 5 — шлицевой хвостовик вала турбины; 6—соединительный болт; 7 — сферическая опора
Детали соединительных муфт работают в условиях высоких контактных напряжений. Поэтому эти детали изготавливают Из легированных сталей, а повышение твердости контактных поверхностей обеспечивают цементацией (стали 12Х2Н4А, 18ХНВА) или азотированием (сталь 38ХМЮА).
Для исключения наклепа контактных поверхностей, облегчения сборки и разборки узла, повышения равномерности распределения нагрузки применяют меднение или серебрение поверхностей контакта.
Глава 8. РЕДУКТОРЫ АВИАЦИОННЫХ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК И ПРИВОДЫ АГРЕГАТОВ ГТД
8.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РЕДУКТОРАХ
Редуктор авиационной силовой установки — это механическая зубчатая передача, обеспечивающая согласование частоты вращения вала отбора мощности от двигателя с наивыгоднейшей частотой вращения потребителя мощности.
К потребителям мощности в авиационных силовых установках можно отнести следующие: воздушные винты самолетов; несущие и рулевые винты вертолетов; вентиляторы ТРДД с большой степенью двухконтурности; винтовентиляторы ТВВД; агрегаты, приводимые во вращение от двигателя. Редукторы для агрегатов иначе называют приводами агрегатов.
Кинематический эффект редуктора принято оценивать передаточным числом t, равным отношению частот вращения ротора двигателя пД и потребителя мощности пъ'.1=пд/пе.
В зависимости от вида потребителя мощности и типа силовой установки существенно изменяются наивыгоднейшие частоты вращения и, следовательно, передаточные числа редукторов (табл. 8.1).
Таблица 8.1. Передаточные числа авиационных редукторов
Наивыгоднейшие частоты вращения Тип двигателя
поршневой ТВД вертолетный ГТД
ротора двигателя, пл,- об/мин вала винта, нв, об/мин передаточное число i 2000...2500 1000... 1500 1,3...2,5 8000... 16000 1000... 1500 5...16 2500...32000 200...300 15... 160
Основными требованиями, предъявляемыми к редуктору авиационного двигателя, являются: высокий КПД при малых габаритах и массе; высокая надежность в пределах установленного
199
ресурса; хорошая технологичность в производстве, ремонте и эксплуатации.
КПД редукторов авиационных ГТД очень высоки и находятся в пределах т]р=0,98...0,995. Однако при большой передаваемой мощности потери на трение могут достигать значительных величин. Так, при мощности ТВД NB—5000 кВт и т]р=0,98 потери на трение составляют 100 кВт. Для отвода тепла, выделяющегося вследствие потерь на трение, редукторы ТВД снабжаются мощными маслосистемами, прокачка масла через которые в несколько раз больше, чем в ТРД соответствующей мощности и параметров цикла.
Несмотря на высокое конструктивное совершенство современных редукторов их масса составляет значительную часть массы двигателя. Так, для ТВД тред— (0,2...0,3) Мдв, а для вертолетного ГТД масса редуктора в 2...3 раза превышает массу двигателя.
Высокая надежность редукторов обеспечивается достаточными запасами прочности и необходимой жесткостью его элементов, применением высоколегированных сталей, поверхностным упрочнением контактных поверхностей, использованием автоматических предохранительных устройств, предупреждающих перегрузку редуктора (автоматов ограничения мощности и частот вращения, устройств флюгирования по отрицательной тяге и т. п.).
Обеспечение высокой технологичности предусматривает выполнение комплекса конструктивных и технологических мероприятий, позволяющих существенно упростить производство, ремонт и эксплуатацию изделия без снижения его надежности и эффективности.
Имеется ряд признаков, по которым осуществляют классификацию авиационных редукторов:
— по типу кинематической схемы различают редукторы простые, планетарные, дифференциальные, комбинированные;
— по расположению относительно двигателя редукторы классифицируют на встроенные, выносные и комбинированные;
— по взаимному расположению осей редуктора и двигателя различают редукторы соосные и с параллельными осями (в самолетных ТВД), с пересекающимися и перекрещивающимися осями (в вертолетных ГТД);
— по виду зуба различают редукторы с прямыми, косыми и шевронными зубьями, а по форме профиля зуба — редукторы с эвольвентным профилем и профилем, образованным дугами окружностей (передачи Новикова).
8.2. РЕДУКТОРЫ ПОРШНЕВЫХ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В поршневых двигателях, несмотря на малые требуемые передаточные числа (см. табл. 8.1), нашли широкое применение соосные планетарные редукторы (рис. 8.1). Передаточные числа
200
таких редукторов определяются выражением i—1 -j-z^Zt, (где zt и z3 — числа зубьев ведущей I и неподвижной 3 шестерен), и на выполненных конструкциях лежат в пределах /== 1,5...1,7.
Специфическая особенность такой кинематической схемы — наличие внутреннего зацепления ведущей шестерни 1 с зубчаты-мы венцами нескольких сателлитов 2. Это приводит к увеличению числа зубьев, находящихся в зацеплении, и снижает воздействие динамических нагрузок, вызванных неравномерностью вращения коленчатого вала. В конструкциях таких редукторов предусматриваются специальные меры для обеспечения равномерной загрузки сателлитов. Так, в редукторе двигателя АШ-62 с этой целью в конструкции сателлитов
Рис. 8.1. Кинематическая схема планетарного редуктора поршневого двигателя АШ-62:
1 — ведущая шестерня; 2 — сателлит; 3 — неподвижная шестерня; 4 — корпус сателлитов
выполнена упругая связь зубчатого венца с втулочным основанием. При нагружении сателлитов упругие деформации венца относительно втулочного основания будут пропорциональными передаваемым нагрузкам, что обеспечит выравнивание нагрузки
между сателлитами.
8.3. РЕДУКТОРЫ ТВД
При мощности ТВД, не превышающей 5000 кВт, в качестве движителя применяют одиночный воздушный винт. При более высокой мощности двигателя эффективность одиночного винта значительно снижается и поэтому применяют кинематические схемы, обеспечивающие передачу мощности на два соосных винта.
Ввиду значительного рассогласования наивыгоднейших частот вращения ротора двигателя и воздушного винта (см. табл. 8.1), применяемые схемы редукторов должны обеспечить получение высокого кинематического эффекта. При этом передача должна быть компактной и легкой. Это достигается применением одно- и двухступенчатых планетарных передач.
В редукторах для привода одиночного воздушного винта наибольшее распространение получили кинематические схемы, представленные на рис. 8.2, 8.3.
Планетарный одноступенчатый редуктор с двухвенечными сателлитами (рис. 8.2) отличается простотой кинематической схемы и малыми размерами в осевом направлении. Передаточное число редуктора определяется соотношением: i— 1 Н—----
Z1 z3
201
Наиболее нагруженной парой является внутреннее зацепление зубьев шестерен 3 и 4. В данном зацеплении действует окружная сила Р3_4, величина которой определяется передаваемым на корпус крутящим моментом Л4К и радиусом неподвижной шестерни г4:
где Мв, 7Ир — крутящие моменты, подводимые к воздушному винту и редуктору соответственно; /=Л4В/Л4р — передаточное число редуктора (без учета потери мощности на трение).
Рис. 8.2. Кинематическая схема планетарного редуктора ТВД с двухвенечными сателлитами:
1 — ведущая шестерня; 2, 3 — большой и малый зубчатые венцы сателлита; 4 - неподвижная шестерня; 5 — корпус сателлитов
Рис. 8.3. Кинематическая схема двухступенчатого планетарного замкнутого редуктора:
1,2,3 — шестерни планетарной ступени; 4, 6, 5 — шестерни ступени перебора; 7 — механизм измерителя крутящего момента
Из полученной формулы видно, что для уменьшения усилия Р3_4 необходимо увеличивать радиусы гх, г2, г3. Это в свою оче-
202
редь приводит к увеличению габаритов редуктора в радиальном направлении.
Стремление уменьшить диаметральные габариты редукторов ТВД привело к разработке более сложных кинематических схем. Классической схемой в отечественном двигателестроении стала кинематическая схема замкнутой планетарной передачи [57] (рис. 8.3).
В редукторе использован прогрессивный принцип многопоточности, согласно которому уменьшение нагрузки в зацеплении достигается разделением мощности, передаваемой от ведущего к ведомому звену на два и более потоков. В данной схеме подводимая к редуктору мощность передается на вал винта двумя потоками: через корпус сателлитов планетарной ступени пере дается 33 % мощности, а остальные 67 % — через ступень перебора, включающую шестерни z4, z5, z6 (при i = 12). Передаточное число редуктора определяется по формуле:
Таким образом, применение в данной схеме принципа многопоточности исключает нагружение звеньев редуктора полным потоком винтовой мощности, как в рассмотренной выше кинематической схеме (см. рис. 8.2). Этим объясняются и существенно меньшие диаметральные габариты планетарного замкнутого редуктора по сравнению с одноступенчатым планетарным. Равномерная загрузка сателлитов планетарной ступени и шестерен ступени перебора достигается применением шлицевых соединений с повышенными зазорами в зацеплении.
На корпус редуктора передается крутящий момент Мк, равный по абсолютной величине разности крутящих моментов винта Мв и ведущего вала редуктора Л4р, и направленный в сторону, противоположную вращению ведущего вала:
Л4К=Л4В —Mp=Mp(i—1).
Из полученной формулы видно, что момент Л4р, а следовательно, и мощность редуктора Ар могут быть определены путем'Измерения крутящего момента Мк, передаваемого на корпус:
Л1К л
Np=2лМрПд=—р2лпд,
где пд — частота вращения ротора двигателя, 1/с. Именно этот принцип используется в двигателях АИ-20 и АИ-24 для измерения мощности, передаваемой редуктором на воздушный винт.
На ТВД мощностью более 5000 кВт применяют соосные винты, вращающиеся в противоположные стороны. Соосные винты в этом случае имеют определенные преимущества перед одино
203
чными: обладают повышенным КПД; имеют меньшую длину лопастей; образуют меньшую закрутку воздуха.
Высоким кинематическим эффектом и малыми потерями в зацеплении характеризуются кинематическая схема дифференциального редуктора, используемая для привода двух соосных винтов (рис. 8.4).
Рис. 8.4. Кинематическая схема дифференциального редуктора для привода двух соосных винтов:
1 — ведущая шестерня (двухвенечная); 2, 3 — большие и малый зубчатые венцы сателлита; 4 — шестерня внутреннего зацепления
Данная схема имеет две степени свободы и для устранения неопределенности в кинематике механизма обеспечивают поддержание постоянными частот вращения переднего пп и заднего п3 винтов: Hn=n3=n=const. Для этого используют два регулятора частот вращения, каждый из которых выполняет заданный закон управления, изменяя углы установки лопастей соответствующих винтов. С учетом указанных законов управления передаточное число редуктора имеет вид:
где плюс относится к переднему, а минус — к заднему винту.
Распределение крутящего момента, подводимого к редуктору, по винтам можно определить из рассмотрения баланса мощностей и крутящих моментов в редукторе. Подводимая к редуктору мощность 7Vp распределяется на передний Л'п и задний N3 винты: Wp=./Vn-|-Ar3.
Обозначив частоту вращения ротора двигателя пд и учитывая, что пп=п3=п, имеем: MfnR=Mnn-}-M3n, и далее Л4Р/=Л1П + Л13, где 't=njn — передаточное число редуктора, а Л4р— крутящий момент, подводимый к редуктору. Из рассмотрения баланса крутящих моментов имеем: |Л4П| — |Л43|==|Л1Р|.
204
После преобразования полученных выражений придем к выводу: Мп/М3=^~^, т. е. передний винт всегда загружен на ~20 % большим моментом, чем задний (при /-=10... 12).
Для уменьшения габаритов редуктора данной схемы используют принцип многопоточности как для всей передачи, так и отдельных ее звеньев,, включая ведущую шестерню редуктора.
Высокий КПД редуктора (до 0,992) объясняется малым числом пар зацепления, пониженными относительными скоростями вращения шестерен и отсутствием звена замыкания.
К недостаткам редукторов данной схемы относят трудности в размещении подшипников вала переднего винта и сложность системы автоматического управления винтами.
8.4. РЕДУКТОРЫ ВЕРТОЛЕТОВ
Передача мощности от двигателя к несущему винту вертолета осуществляется через главный редуктор. В вертолетах с одним несущим винтом предусмотрена передача мощности через дополнительный редуктор к рулевому винту.
Основные характеристики главных редукторов отечественных вертолетов представлены в табл. 8.2.
Таблица 8.2. Основные характеристики главных редукторов вертолетов
Вертолет Двигатель Главный редуктор Масса главного редуктора, кг Максимальная мощность одного двигателя. кВт Частота вращения несущего винта, об/мин Передаточное число главного редуктора Удельная масса. i
кг/Н м
МИ-1 1ХАИ-26В р-1 135 423 232 6,82 7,75- ю-3
МИ-2 2ХГТД-350 ВР-2Б 300 321 246 23,98 12,03- 10 3
МИ-4 1 ХАШ-82В Р-5 471 1250 198 13,45 7,81- 10 3
МИ-6 2ХД-25В Р-7 3200 4045 120 69,2 4,97- ю3
МИ-8 2Х ТВ-2- 117 ВР-8А 785 1100 192 62,5 7,17- ю3
Ка-15 1 ХАИ-14В РВ-15 80,5 280 377 2,0 11,34- 10 3
Ка-26 2ХМ-14В26 Р-26 201 239 294 2,94 12.87- 10 3
Эффективность редукторов может быть оценена удельной массой туд, представляющей собой отношение массы редуктора к крутящему моменту на выходном валу несущего винта Л4крвых:
^УД 77//AlKpBt4x
N 60 60 .
Учитывая, что ==—• —ж ------------, где NB— мощность,
кр.вых п* 2л 2л пе в
подводимая к несущему винту, кВт; пв — частота вращения
205
несущего винта, об/мин; 2Мд — суммарная мощность двигателей, Вт; Л4кр вых — крутящий момент на выходном валу, Н • м, имеем: т„в
т =---------
уд 9,5542
Рассчитанные по этой формуле значения удельной массы редукторов представлены в табл. 8.2.
Главные редукторы вертолетов обычно выполняются многоступенчатыми. В первых быстроходных ступенях применяются простые передачи, составленные из цилиндрических или конических колес. Применение здесь планетарных передач затруднено ввиду больших центробежных сил сателлитов, передаваемых на их подшипники. В последних тихоходных ступенях часто применяются планетарные замкнутые передачи.
На рис. 8.5 в качестве примера приведена кинематическая схема главного редуктора ВР-8А вертолета МИ-8, в котором передача мощности на вал несущего винта осуществляется через
Рис. 8.5. Кинематическая схема главного редуктора ВР-8А вертолета Ми-8: а, б — приводы от двигателей ТВ2-117; в — вал несущего винта; г — привод хвостового вала; д — привод агрегатов; /, 2— зубчатые колеса 1-й ступени; 3, 4 — зубчатые колеса 2-й ступени; 5, 6, 7, 8, 9, 10 — зубчатые колеса 3-й ступени
Первая ступень передает мощность от двух двигателей а и б к ведущим цилиндрическим колесам 1 с косыми зубьями. Вторая ступень состоит из двух конических зубчатых колес 3, 4 со спиральными зубьями. Третья ступень выполнена как замкнутая планетарная передача. В ней установлено пять сателлитов 6 планетарной ступени и семь промежуточных шестерен 9 ступени
206
перебора. Крутящий момент передается на несущий винт двумя потоками.
Большие перспективы в снижении относительной массы редуктора вертолета (до 50%) открываются благодаря применению простых кинематических передач с разветвлением потока мощности. Преимущества этого пути реализуются только при такой компоновке и конструктивных решениях, которые обеспечивают равномерное распределение нагрузки в потоках.
Пример реализации такого подхода к построению кинематической схемы главного редуктора представлен на рис. 8.6. Редук-
Рис. 8.6. Кинематическая схема многопоточного главного редуктора с простыми передачами:
о. 6 — приводы от двигателей; в — вал несущего винта; г, д — приводы к агрегатам и хвостовому валу; 1, 2 — четыре комплекта конических шестерен первой ступени; 3, 4 — цилиндрические шестерни второй ступени; 5 — шестнадцать ведущих цилиндрических шестерен третьей ступени; 6 — две ведомые шестерни третьей ступени
207
тор трехступенчатый, составлен из простых передач, в каждой из которых предусмотрено увеличение числа потоков мощности по мере возрастания передаваемого крутящего момента.
От двух двигателей а и б осуществляется привод первой ступени редуктора, составленной из четырех пар конических шестерен 1, 2. На выходе первой ступени образуется четыре потока мощности.
Вторая и третья ступени образованы цилиндрическими шестернями .3, 4 и 5, 6.
На выходе второй ступени формируется шестнадцать потоков.
Третья ступень осуществляет требуемую редукцию частоты вращения и, одновременно, интегрирует все 16 потоков мощности на едином валу несущего‘винта в. Передача мощности к двум ведомым шестерням 6, соединенным с валом несущего винта, осуществляется в шестнадцати зонах зацепления. Это позволяет выполнить шестерни 6 легкими при соблюдении условий интенсивной смазки и охлаждения зубьев.
Недостатком данной схемы являются большие диаметральные габариты редуктора по сравнению со схемой, включающей планетарные ступени. Однако этот недостаток не является определяющим при использовании, данной схемы для тяжелого грузового вертолета, где скорость полета и, соответственно, аэродинамическое сопротивление картера редуктора существенно не влияют на эксплуатационные характеристики.
8.5. КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРОВ
Основными элементами конструкции редукторов являются корпус, шестерни, валы, сателлитодержатели и подшипники.
Корпусы редукторов обычно изготовляются литьем из магниевых или алюминиевых сплавов и состоят из нескольких частей, соединяемых друг с другом шпильками или болтами и взаимно центрируемых штифтами или призонными втулками. На корпус редуктора передаются значительные по величине нагрузки от вала винта и вращающихся деталей редуктора. Поэтому конструкция корпуса должна быть достаточно прочной и жесткой и, одновременно, легкой. От жесткости корпуса во многом зависит работоспособность зубчатых передач и подшипников редуктора.
Достижение заданной жесткости корпуса обеспечивается выбором соответствующей формы (как правило, конической, реже— сферической), выполнением продольных подкрепляющих ребер, соединением отдельных частей корпуса в единую коробчатую конструкцию.
На корпусе редуктора обычно размещают агрегаты, входящие в состав системы управления воздушным винтом, и маслосистемы редуктора, регулятор частоты вращения винта, маслонасос систе
208
мы измерения мощности, агрегаты системы автоматического флюгирования по отрицательной тяге и крутящему моменту и др.
Шестерни редукторов являются наиболее нагруженными деталями. Они изготавливаются из высоколегированных сталей и подвергаются сложной химико-термической обработке, обеспечивающей высокую твердость поверхности зубьев при относительно мягкой сердцевине.
Шестерни малых размеров обычно изготавливаются из хромоникелевой стали электрошлакового переплава 12Х2Н4А-Ш и подвергаются цементации. Шестерни больших размеров и сложной формы азотируются, так как деформации шестерни при азотировании меньше, чем при цементировании вследствие меньшей температуры нагрева. В качестве азотируемой стали применяют сталь 38ХМЮА. Поверхность зубьев шлифуется для снятия части поверхностного слоя с дефектами термообработки и устранения неточностей зубофрезерования.
8.6. ИЗМЕРИТЕЛИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
Измерители крутящего момента предназначены для оценки соответствия винтовой мощности заданному режиму работы. Винтовая мощность Ne связана с крутящим моментом Мв на валу винта простым соотношением: NB=2nMBnB, Вт, где пв — частота вращения вала винта, 1/с.
Учитывая, что на большинстве ТВД в течение всего полета частота вращения вала винта поддерживается постоянной (эту функцию выполняет регулятор частоты вращения винта), приходим к выводу, что для измерения мощности достаточно измерить величину крутящего момента на валу винта.
ИКМ подразделяются на гидромеханические и электромеханические. В гидромеханических ИКМ измеряемый момент преобразуется с помощью гидромеханических устройств в давление масла, пропорциональное величине этого момента. В электромеханических ИКМ используются электрон ндуктив-ные или емкостные преобразователи.
Опыт эксплуатации показывает более высокую надежность гидромеханических преобразователей по сравнению с электромеханическими, что и предопределило преимущественное применение гидромеханических ИКМ в современных ТВД.
В качестве примеров гидромеханических ИКМ рассмотрим рычажный ИКМ, используемый в редукторах с неподвижными шестернями, и торсионный ИКМ, применяемый в редукторах, не имеющих неподвижных шестерен.
Рычажный ИКМ используют на двигателе АИ-24. В кинематической схеме редуктора данного двигателя имеется неподвижное звено, на которое передается крутящий момент, пропорциональный моменту винта. Таким звеном является корпус ступени перебора. От него на картер редуктора через механизм ИКМ 14 Зак. 4527 209
передается крутящий момент Мк, равный: Л4К= — Л4р(i — 1 )= м
= -—^-(i — 1), где Л7р — крутящий момент, подводимый к редуктору; Мв — крутящий момент, подводимый к винту; i — передаточное число редуктора.
Принцип работы ИКМ основан на уравновешивании момента Мк, передаваемого от корпуса ступени перебора на картер редуктора, крутящим моментом от сил давления масла, нагнетаемого насосом ИКМ 5 в полости между цилиндрами 1 и поршнями 2 механизма ИКМ (рис. 8.7).
Рис. 8.7. Принципиальная схема измерителя крутящего момента:
1 — цилиндр; 2 — поршень; 3 — манометр; 4 — венец; 5 — маслонасос ИКМ; 6 — коллектор; А — маслосбрасывающее отверстие; Б — кромка штока поршня; В — полость между поршнем и цилиндром
Место 1
Давление масла в ИКМ Рикм зависит от величины проходного сечения сливного отверстия А, которая определяется взаимным осевым положением цилиндра 1 и поршня 2. При увеличении режима работы двигателя возрастает момент, передаваемый на
210
винт Мв, увеличивается крутящий момент Мк, что приводит к движению цилиндров навстречу поршням, перекрытию проходного сечения сливного отверстия и возрастанию Рикм. Так будет происходить до тех пор, пока не наступит равновесие указанных выше моментов.
На равновесном режиме момент, передаваемый механизмом ИКМ, равен:
Д4 — Д4 — Р р 2Т /Г1икм --1 икм7 П*'* п>
где F„ — площадь поршня 2, м2; z— число поршней (z—6); гп — радиус окружности, на котором расположены проушины венца ИКМ, м. Поставив в полученное соотношение выражение для Мк получим:
М,
—1) =РикиРпгг„,
или
д, T„KMF„zr„np
где нв, пр — частоты вращения винта и ротора двигателя, соответственно, 1/с; NB — винтовая мощность, Вт; Мв — крутящий момент, передаваемый на винт, Н-м; Ркыл — давление в системе ИКМ, Па.
Торсионный ИКМ измеряет угол закрутки входного вала-рессоры редуктора и преобразует его в давление масла, пропорциональное этому углу. Связь между крутящим моментом Мр и углом закрутки вала выражается формулой:
где I — длина вала; G — модуль сдвига; /р — полярный момент инерции сечения вала.
Схема гидравлического торсионного ИКМ приведена на рис. 8.8.
Внутри ведущего вала-рессоры 2 редуктора располагается измерительный валик 4, закрепленный в заднем конце вала 5. Измерительный валик на переднем конце имеет клапан-заслонку 6 механизма ИКМ, установленную с зазором 6 относительно корпуса ИКМ, соединенного с валом-рессорой.
В корпусе ИКМ напротив заслонки выполнено сопло 7 для слива масла, подаваемого насосом ИКМ. При передаче крутящего момента вал-рессора закручивается относительно измеритель-
14:
211
него валика, не нагруженного крутящим моментом. При этом зазор 6 между заслонкой и соплом уменьшается, а давление масла в системе ИКМ увеличивается. Величина этого давления измеряется манометром.
Рис. 8.8. Принципиальная схема измерителя крутящего момента торсионного типа:
1 — маслонасос ИКМ; 2 — вал-рессора; 3 — подшипник; 4 — измерительный валик; 5 — крепление валика; 6 — заслонка;
7 — сопло; рм — подвод масла
Помимо измерения мощности двигателя давление в системе ИКМ (Рикм) используется для работы автоматической системы флюгирования воздушного винта и прекращения подачи топлива при отказе двигателя. Признаком отказа двигателя, используемым для работы данной системы, является падение давления Рикм ниже заданного уровня на повышенных режимах работы.
Причинами, по которым может произойти внезапное падение давления Рикм (при неизменном аруд), являются помпаж, попадание воды в топливо, прекращение подачи топлива по любой причине, разрушение турбины и т. п.
8.7. ОСНОВЫ РАСЧЕТА РЕДУКТОРОВ НА ПРОЧНОСТЬ
Наиболее нагруженными элементами редуктора являются зубья шестерен, валы и подшипники.
Расчет зубьев шестерен производится на режиме максимальной мощности двигателя при эволюции самолета. Для невысотного ТВД без ограничения мощности этот случай соответствует полету самолета у земли с максимальной скоростью при низкой температуре наружного воздуха (/#=—45°С). В качестве расчетной мощности высотного ТВД принимается мощность ограничения. Рассчитываются контактные напряжения и напряжения изгиба по методикам, регламентированным ГОСТ 21354—75.
Учитывая высокую степень точности зубчатых колес авиационных редукторов и принимая во внимание специальные меры 212
по обеспечению равномерной загрузки шестерен при выполнении расчета, выбирают коэффициент:
— неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (из-за перекоса осей, погрешностей изготовления и т.п.), равным 1,1;
— неравномерности загрузки по сателлитам, равным 1,15;
— эквивалентной нагрузки, учитывающий время работы двигателя на различных режимах, равным 0,8...0,9.
Расчет зубьев позволяет уточнить размеры шестерен, при которых обеспечивается достаточная стойкость рабочих поверхностей против усталостного выкрашивания и исключается поломка зубьев от усталостных трещин.
В выполненных конструкциях редукторов ТВД контактные напряжения в зубьях шестерен находятся в пределах 800... 1400 МПа, напряжения изгиба — 100...420 МПа, запас прочности на изгиб — 1,4...3,0.
Для снижения контактных напряжений увеличивают диаметры и ширину зубчатых колес. Для снижения напряжений изгиба уменьшают число и увеличивают модуль зубьев.
Расчет вала винта на прочность ведут по обычным формулам расчета валов, предварительно определив нагрузки, действующие на вал, на расчетных режимах.
Рассмотрим нагрузки, действующие на вал винта.
Крутящий момент от передаваемой мощности:
ЛДр=Мв/2лпв, Н-м,
где NB — винтовая мощность, Вт; пв — частота вращения вала, 1/с.
Сила тяги воздушного винта Ре:
PB=NBi]B/V, Н,
где V — скорость полета самолета, м/с; t]B — КПД винта.
Вес GB может быть приближенно определен на базе прототипа:
GB=GBn(DB/DBn)2,
где GBn, DBn — вес и диаметр винта прототипа.
Сила инерции от масс винта при эволюции самолета:
P, = Gbh9,
где п3 — коэффициент эксплуатационной перегрузки (для транспортного самолета берут нэ=4,5...5,0).
Гироскопический момент винта М,. определяется по формуле:
Mr==/p<oBQsina, Н • м,
где /р— массовый полярный момент инерции лопастей и втулки
213
винта, кг-м2; wB — угловая скорость вращения винта, 1/с; Q — угловая скорость эволюции самолета, 1/с; а — угол между векторами ®в и Q.
Неуравновешенная центробежная сила масс винта Р„, вызванная дисбалансом б, как известно, равна Р„=6(ов.
Расчет вала на прочность с последующей оптимизацией ма’с-сово-габаритных характеристик целесообразно проводить с использованием ЭВМ.
8.8. ХАРАКТЕРНЫЕ ПОВРЕЖДЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ РЕДУКТОРОВ В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Разрушение зубьев редукторов при длительной работе можно подразделить на два вида:
— усталостная поломка зуба от переменных напряжений изгиба в зоне его перехода в обод, где имеет место концентрация напряжений;
— контактные повреждения рабочей поверхности зуба, приводящие к выкрашиванию, отслаиванию поверхностного слоя, способные вызвать при дальнейшем развитии поломку зуба.
Усталостные разрушения зубьев практически не поддаются эксплуатационному контролю ввиду отсутствия прямого доступа для осмотра редуктора и независимости параметров контроля от размеров усталостной трещины. Действительно, развитие трещин усталости практически не сказывается на параметрах вибраций, температуре масла и содержании металлов в масле.
Перспективными методами контроля таких разрушений, приводящих к внезапному отказу двигателя, могут быть специальные методы анализа вибраций редуктора и метод акустической эмиссии.
К контактным повреждениям относят выкрашивание, отслаивание, изнашивание и заедание зубьев по их боковым поверхностям.
Основными причинами первых двух видов контактных повреждений являются концентрации нагрузки по длине и профилю зубьев, наличие остаточных растягивающих напряжений на рабочих поверхностях зубьев, неблагоприятные искажения профилей зубьев в процессе эксплуатации.
Особенно опасно прогрессирующее выкрашивание материала, возникающее у шестерен с твердыми зубьями. Такое повреждение развивается со временем до значительных размеров и может вызвать поломку зубчатых колес.
Отслаивание проявляется у зубчатых колес с поверхностно-упрочненными зубьями. В ненагруженном состоянии в упрочненном поверхностном слое образуются напряжения сжатия значительной величины (порядка 800МПа [1]). При работе под нагрузкой максимальные растягивающие напряжения возникают в
214
подповерхностном слое. Циклическое приложение нагрузки, характерное для зубчатой передачи, приводит к подповерхностному усталостному разрушению и отделению, отслаиванию сравнительно крупных участков упрочненного слоя. Это, в свою очередь, может быстро вывести из строя всю передачу.
Развитие указанных повреждений может быть зарегистрировано уже на начальном этапе с помощью стружкосигнализа-торов, а также путем лабораторного анализа формы и размеров частиц металлов в масле.
Изнашивание и заедание зубьев происходит вследствие недостаточной несущей способности масляного слоя, разрыва масляной пленки в местах контакта, отсутствия или временного прекращения поступления смазки, несоответствия сорта масла требуемому и смешанного трения при запусках, остановах двигателя и, особенно, из-за попадания в зацепление вместе со смазкой абразивных частиц, соизмеримых с толщиной масляной пленки.
Заедание зубьев может также произойти из-за большого выделения тепла в зоне контакта и плохого охлаждения. При этом вязкость масла уменьшается и оно выдавливается зубьями.
Поверхности зубьев, прижимающиеся под большим давлением, могут в отдельных точках привариваться, в результате чего более мягкие частицы отрываются и поверхности становятся неровными.
Характерными признаками прогрессирующего изнашивания и заедания зубьев являются повышение содержания железа в масле, повышение температуры масла на выходе из редуктора, изменение вибрационных характеристик редуктора, увеличение времени «выбега» ротора.
8.9. ПРИВОДЫ АГРЕГАТОВ
Агрегатами принято называть устройства, преобразующие один вид энергии в другой. Системы самолета и двигателя содержат большое число агрегатов, требующих для своей работы подвода определенной мощности (привода). Такими агрегатами являются насосы топливной, масляной и гидравлической систем самолета и двигателя, воздухоотделители и центробеж ные суфлеры масляной системы, стартеры пусковой системы; генераторы электросистемы, компрессоры и вакуум-насосы воздушной системы, первичные преобразователи (датчики) и регуляторы системы управления двигателем и т. п. На самолетах ГА число приводных агрегатов достигает 15...20.
Привод агрегатов может осуществляться либо с помощью механической зубчатой передачи непосредственно от ротора двигателя, либо с помощью автономной воздушной турбины, использующей сжатый воздух, отбираемый от компрессора.
Механический привод агрегатов от ротора двигателя получил преимущественное распространение, так как он оказался эконо
215
мичнее, надежнее и в конструктивном отношении проще автономного привода.
В то же время автономный привод используется для дополнительной передачи мощности к отдельным агрегатам, требующим постоянной и точно выдерживаемой частоты вращения ротора (например, привод генератора переменного тока).
К размещению агрегатов на двигателе и организации их привода предъявляют следующие требования:
— простота кинематической схемы передач;
— минимальная протяженность трубопроводов коммуникаций и магистралей;
— минимальные габариты и масса приводов;
— удобство подхода к агрегатам для их осмотра, регулировки и замены;
— удаленность агрегатов от корпусов с высокой температурой стенок.
Указанным требованиям в наибольшей степени удовлетворяет размещение большинства агрегатов на коробках приводов, устанавливаемых на наружной стенке корпусов компрессора и редуктора. Число коробок приводов может достигать 6...7. Большое число коробок приводов, устанавливаемых на двигателях первых поколений, обеспечивало легкий доступ к агрегатам при проведении работ по их осмотру, регулировке или замене. Однако увеличение числа коробок приводит к усложнению и утяжелению всей системы приводов. Поэтому общей тенденцией в развитии кинематических схем приводов является интеграция агрегатов в единые модули и уменьшение числа коробок, на которых размещаются эти модули до 1...2. Этому способствует повышение надежности агрегатов и, как следствие, уменьшение объема работ по их эксплуатационному контролю и регулировке.
Структурно кинематическая схема приводов включает центральный узел передач, валики-рессоры и коробки приводов (рис. 8.9).
Центральный узел представляет собой угловую передачу и содержит как минимум две конические шестерни, находящиеся в зацеплении и обеспечивающие поворот вектора крутящего момента на 90°. Передача мощности к центральному узлу осуществляется от передней или задней цапфы ротора компрессора.
Способ крепления конической ведущей шестерни, связанной с цапфой ротора компрессора, зависит от типа подшипника, установленного на этой цапфе. Если на цапфе установлен шариковый радиально-упорный шарикоподшипник, то коническую ведущую шестерню крепят жестко при помощи шлиц и гайки (рис. 8.10, а).
Если на цапфе располагается роликоподшипник, то соединение конической шестерни с этой цапфой выполняют так, чтобы взаимные осевые смещения ротора и корпуса двигателя, вызываемые температурными и силовыми факторами, не влияли на
216
Рис;. 8.9. Кинематическая схема приводов агрегатов ТРДД: 1, 3 — ведущие конические шестерни, закрепленные на валах роторов КНД и КВД; 2, 4 — ведомые конические шестерни; 5 — привод к датчику тахометра ротора КНД; 6 — к центробежному регулятору; 7 — к центробежному воздухоотделителю; 8 — к основному масляному насосу; 9 — валики-рессоры; 10 — запасной привод; 11 — привод к генератору переменного тока; 12 — к подкачивающему топливному насосу; 13 — к датчику частоты вращения; 14 — к самолетному гидронасосу; 15 — к регулятору ППО; 16 привод от воздушной турбины ППО; 17— привод от воздушного турбостартера; 18— привод к датчику тахометра ротора КВД; 19 — к гидронасосу системы реверсирования; 20 — к маслонасосу откачки; 21 — к топливному насосу-регулятору; 22 — к центробежному суфлеру; 23 — запасной привод
217
величину зазора в зацеплении конических шестерен. Это достигается постановкой дополнительной цилиндрической прямозубой передачи, на условия зацепления которой не влияют осевые перемещения ротора (см. рис. 8.10, б). Такой же эффект может быть достигнут применением скользящей посадки конической ведущей шестерни со шлицами цапфы, при этом шестерня должна быть зафиксирована в осевом направлении при помощи" специального подшипника.
Рис. 8.10. Кинематические схемы центрального узла передач: а)— при установке шарикового подшипника на цапфе ротора; б)— при установке роликового подшипника; / — ведущая коническая шестерня; 2 — ведомая коническая шестерня; 3 — валик-рессора; 4 — регулировочные кольца; 5—подшипник ротора компрессора; 6—цапфа ротора компрессора
Величина необходимого зазора в зацеплении конических шестерен обеспечивается подбором толщины регулировочных колец 4.
Шестерни центрального узла выполняют заодно с валиками. Ведомая коническая шестерня опирается на два подшипника качения, фиксирующих осевое положение шестерни в обоих направлениях. Подшипники помещаются в стальные стаканы, монтируемые в расточках корпуса центрального узла.
Корпус центрального узла изготавливают из легких литейных сплавов или из стали, точно устанавливают (центрируют) относительно внутреннего силового корпуса и крепят к нему при помощи фланца и шпилек. Высокая жесткость корпуса центрального узла и силового корпуса обеспечивает сохранение условий зацепления шестерен всей кинематической цепи.
Вращение от центрального узла к коробкам приводов передают валиками-рессорами, проходящими внутри пустотелых обтекаемых стоек переднего или переходного корпусов компрессора. Рессоры выполняют, по возможности, тонкими как для уменьшения массы и габаритов обтекаемых стоек и самой рессоры, так и для сглаживания пульсаций передаваемого крутя
218
щего момента, вызванных погрешностями геометрии и установки шестерен.
Осевое перемещение рессоры в радиальном направлении ограничивается упорами в разрезные упругие кольца, устанавливаемые в расточки выходного валика центрального узла и входного валика коробки приводов.
В коробке приводов первой устанавливается угловая передача в виде пары конических шестерен. Внутрь валика ведущей конической шестерни свободно входит шлицевой хвостовик рессоры, омедненный по наружной поверхности шлицев. На валике ведомой конической шестерни крепится цилиндрическая шестерня, которая через систему цилиндрических шестерен передает вращение агрегатам.
Корпус коробки приводов отливается из алюминиевых или магниевых сплавов, центрируется относительно наружного фланца силового корпуса и крепится к нему. Стык уплотняется прокладкой. На передней и задней стенках коробки выполняют фланцы для крепления агрегатов. Агрегаты центрируются относительно корпуса коробки и крепятся при помощи фланцев и шпилек (или хомутов). Хомуты позволяют ускорить монтаж и демонтаж агрегата, но масса такого соединения больше, чем фланцевого.
Наиболее нагруженные шестерни и подшипники узла центрального привода смазываются направленным подводом масла через форсунки (жиклеры). Остальные подшипники, зубья и шлицы системы приводов смазываются масляным туманом. Отработанное масло сливается самотеком в основные маслосборники маслосистемы двигателя.
Приводы агрегатов уплотняют посредством манжетных или кольцевых масляных уплотнений.
Особое место в кинематической схеме ГТД занимает привод генератора переменного тока. Ротор генератора переменного тока должен вращаться с постоянной, точно выдерживаемой частотой, независимо от режимов работы двигателя, нагрузки генератора и условий полета.
Эту задачу выполняет так называемый привод постоянной частоты вращения (ППО). ППО обеспечивает подвод мощности к генератору одновременно от двух источников — от ротора КВД и от воздушной турбины.
ППО (рис. 8.11) содержит дифференциальный редуктор, имеющий два независимых входа и один выход. Точное поддержание частоты вращения ротора генератора достигается регулированием подачи сжатого воздуха, отбираемого из-за компрессора, к воздушной турбине ППО. Эту функцию выполняет регулятор ППО, измеряющий частоту вращения ротора генератора и управляющий положением дроссельной заслонки, которая изменяет расход воздуха, поступающего в воздушную турбину.
219
Чем выше частота вращения ротора двигателя, тем ниже частота вращения ротора воздушной турбины и ее мощность, необходимая для докрутки ротора генератора до номинальной частоты.
Рис. 8.11. Кинематическая схема привода постоянной частоты вращения генератора переменного тока:
1 — генератор переменного тока; 2 — предельная муфта; 3 — храповая муфта привода от воздушной турбины
На выходном валу дифференциального редуктора имеется предельная муфта 2, которая срезается и предохраняет привод от разрушения при заклинивании ротора генератора или больших внезапных нагрузках, возможных при ненормальной работе самолетной силовой электросистемы.
В конструкции выходной передачи воздушной турбины предусмотрена муфта 3, предотвращающая вращение ротора турбины в обратную сторону при выключенном ППО.
Часть 2. СТАТИЧЕСКАЯ
И ДИНАМИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ ГТД
Глава 9. СТАТИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ ЛОПАТОК ТУРБОКОМПРЕССОРОВ
9.1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ
Нагрузки, действующие на лопатки. Одними из наиболее нагруженных элементов двигателя являются рабочие лопатки турбокомпрессора, которые испытывают действие центробежных и газовых сил.
Центробежные силы вызывают растяжение, изгиб и кручение лопаток. Наиболее значительных величин достигают напряжения растяжения. Изгиб центробежными силами (рис. 9.1, а) возникает благодаря тому, что линия центров тяжести (ц.т.) сечений лопатки, в общем случае, не совпадает с радиальной осью г, проходящей через центр тяжести корневого сечения. Кручение лопатки вызывают составляющие центробежных сил Рцу, действующие в плоскости поперечного сечения и создающие относительно центра жесткости крутящий момент, направленный в сторону плоскости вращения.
Распределенные по поверхности лопатки газовые силы, равнодействующая которых Рг приложена по линии центров давления (ц.д.), вызывают изгиб и кручение лопатки, обусловленное тем, что линия центров давления, в общем случае, не совпадает с линией центров жесткости (ц.ж.).
Следует отметить, что напряжения кручения в рабочих лопатках от центробежных и газовых сил обычно невелики и в расчетах иногда ими пренебрегают. Исключение составляют тонкие сильно закрученные лопатки, кромки которых могут потерять устойчивость под действием крутящего момента [60].
Неподвижные лопаточные аппараты двигателя (направляющие, спрямляющие и сопловые аппараты) подвержены действию газовых сил, вызывающих изгиб лопаток, и незначительные по величине напряжения кручения.
Кроме силовых воздействий вращающиеся и неподвижные лопатки турбин и последних ступеней высоконапорных компрессоров испытывают неравномерный по объему нагрев, благодаря которому в лопатках возникают значительные температурные
221
напряжения. Неравномерный нагрев создает объемное термонапряженное состояние в лопатках. Однако, как показывают расчеты, по сравнению с термическими напряжениями, действующими вдоль оси лопатки, остальные компоненты тензора термонапряжений имеют несущественные величины (при относительно небольших градиентах температур), в связи с чем в некоторых случаях ими можно пренебречь.
Таким образом, расчетное напряженное состояние лопаток можно принимать одноосным. Оно характеризуется действием вдоль оси лопатки напряжений растяжения и изгиба от механических сил (центробежных и газовых) и термических напряжений.
Рис. 9.1. Нагрузки, действующие на лопатку (а) и схема нагружения лопатки центробежными силами (б)
Расчетные режимы. В качестве расчетных режимов принимают режимы работы двигателя, соответствующие определенным условиям полета, при которых действующие на лопатки нагрузки и их температуры достигают максимальных значений. Нагрузки различных видов достигают своих наибольших величин при различных условиях работы ГТД, поэтому проверку прочности лопаток производят на нескольких расчетных режимах, основные из которых рассмотрены ниже.
1. Режим максимальной частоты вращения ротора при работе двигателя на стенде (стендовый взлетный режим в стандартных атмосферных условиях). На этом режиме центробежные силы масс рабочих лопаток имеют наибольшие значения. Температура газа (следовательно и лопаток) близка к максимальной . Газовые силы достигают существенных величин.
222
2. Режим с максимальной температурой газа перед турбиной (стендовый взлетный режим при высоких температурах атмосферного воздуха). На данном режиме конструкционные материалы лопаток имеют наиболее низкие прочностные свойства, в частности, пределы длительной прочности.
3. Режим максимального расхода воздуха через двигатель (полет на малой высоте с максимальной скоростью при наиболее низких температурах наружного воздуха). Этот режим характеризуется максимальными величинами газовых нагрузок на лопатки.
4. Режим минимального расхода воздуха через двигатель при высокой частоте вращения ротора (полет на предельно больших высотах с минимальной скоростью). На этом режиме достигают максимальных значений изгибающие моменты в рабочих лопатках от центробежных сил вследствие существенного уменьшения противодействующих газовых нагрузок.
Кроме вышеотмеченных назначают также расчетные режимы, предусмотренные программой выполнения полета, например, номинальный и крейсерские режимы на заданных высотах.
9.2. РАСТЯЖЕНИЕ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ СИЛАМИ
Расчетная схема. При расчете рабочей лопатки на растяжение центробежными силами собственных масс не учитывают влияние на ее напряженное состояние естественной закрутки и отклонений центров тяжести поперечных сечений от радиальной оси. Лопатку рассматривают как жесткий стержень с переменной по длине площадью поперечного сечения, расположенный вдоль радиуса вращения R (рис. 9.1, б). Стержень считают жестко защемленным на радиусе корневого сечения лопатки 7?к. На периферийном радиусе Ro лопатка может иметь бандажную полку, геометрические параметры которой показаны на рис. 9.1, б.
При указанных допущениях нагружение лопатки будет происходить по статически определимой схеме, при которой для вывода уравнения напряженного состояния достаточно рассмотреть условие статического равновесия элемента лопатки.
Основным расчетным режимом является режим максимальной частоты вращения ротора n = nmax.
Уравнение напряженного состояния лопатки. Выделим двумя цилиндрическими сечениями бесконечно малый элемент профильной части лопатки длиной dR (см. рис. 9.1, б), имеющий массу dm и расположенный на некотором радиусе R от оси вращения рабочего колеса. Центробежную силу, действующую на этот элемент по соотношению, можно определить
223
dPli—<f?Rdm—Qit?F-R.dR, (9.1)
где g — плотность материала лопатки; <о — угловая скорость вращения рабочего колеса; F — площадь поперечного сечения лопатки, изменяющаяся по длине, в общем случае, по произвольному закону F=F(R).
Заменим влияние на элемент dR отброшенных частей лопатки силами упругости opF и (ор— dop) (F — dF) (ор — напряжение растяжения), действующими на грани элемента.
Уравнение равновесия элемента можно составить, приравнивая нулю проекции на радиальную ось всех действующих на него сил:
ЙРц-о/+(ор-г/ор)(Г-г/^)=0. (9.2)
Пренебрегая бесконечно малой величиной второго порядка малости dapdF и учитывая очевидное равенство opdF + Fdop= =d(opF), из формулы (9.2) получим дифференциальное уравнение напряженного состояния лопатки в виде
d(apF) =dPu. (9.3)
Интегрируя уравнение (9.3) с учетом соотношения (9.1), будем иметь R
GpF=Q(o2\)F(R)RdR-FC. (9.4)
R
Постоянную интегрирования С найдем из условия, что на концевое сечение лопатки (R=R0) действует центробежная сила бандажной полки РШ1. Исходя из этого условия по уравнению (9.4) находим
opF ==С=Р11П
R=RO
и для напряжений растяжения получаем формулу «о
o^-Lgo^F^PdP + P^. (9.5)
R
Для бандажной полки прямоугольной формы центробежную силу можно вычислить по следующему соотношению:
Р,;„ = е(о2йпЛ|,б,1(р(/ + 4)- <9-6)
Если бандажная полка отсутствует, то следует принимать Рцп=0. При этом условии формула (9.5) имеет вид
«о
op=^F(R)RdR. (9.7)
R
Рассмотрим влияние закона изменения площади сечения лопатки F (Я) на величину и характер распределения напряжений.
224
Лопатка с постоянной по высоте площадью сечения. При условии F=const интегрирование по формуле (9.7) приводит к соотношению
Из полученной формулы видно, что величина наряжений не зависит от площади сечения лопатки. Это является следствием того, что центробежная сила лопатки (9.1) пропорциональна первой степени площади сечения. Следовательно, изменение площадей всех сечений лопатки в одинаковое число раз не приведет к изменению напряжений растяжения от центробежных сил.
В зависимости от радиуса напряжения растяжения изменяются по параболическому закону. Причем в концевом сечении (R=R0) эти напряжения равны нулю (при отсутствии бандажной полки), а в корневом сечении (R—RK) они достигают максимального значения:
Орк=2е^р^, (9.9)
где ucp=wRcp — окружная скорость рабочего колеса на среднем Як+Я0 7 «К
радиусе Кс„=—т—; d=—-----------так называемое втулочное
2 л0
отношение или относительный радиус корневого сечения лопатки.
Как следует из формулй (9.9), значительного уменьшения напряжений в лопатках можно достичь применением материалов с малой плотностью р. Однако при выборе материалов с малой плотностью необходимо обращать внимание на то, чтобы они обладали достаточно высокой прочностью. В этом отношении весьма характерными материалами являются титановые сплавы, которые почти в два раза легче сталей, но по прочности практически им не уступают. Следовательно, титановые сплавы будут обеспечивать примерно такие же запасы прочности лопаток, как и стали, при значительном (на 25...35 %) увеличении окружных скоростей пср и повышении вследствие этого производительности лопаточных аппаратов. Отмеченным обстоятельством объясняется столь широкое применение в настоящее время титановых сплавов для изготовления рабочих лопаток осевых компрессоров ГТД.
Сильное влияние на напряженное состояние лопаток оказывает величина втулочного отношения d. Увеличение d от 0 до 1 (значение d=\ соответствует полному отсутствию профильной части лопатки) приводит к резкому уменьшению напряжений от максимального значения 2gtZeP, соответствующего напряжениям в центре вращающегося стержня постоянного сечения, до нуля. Следовательно, для повышения прочности лопаток целесо
15 Зак. 4527
225
образно, по возможности,увеличивать параметр d. Однако необходимо иметь в виду, что чрезмерное увеличение втулочного отношения будет приводить к возрастанию внешнего диаметра лопаточного аппарата и диаметра обода диска. Поэтому нужно принимать оптимальные значения d, рекомендуемые накопленным опытом проектирования, которые были приведены в предыдущих разделах учебника для соответствующих рабочих колес ГТД.
Следует отметить, что широкое применение в настоящее время рабочих лопаток турбин с удлиненными ножками хвостовиков в значительной степени вызвано стремлением увеличить параметр d и сохранить при этом относительно небольшой диаметр обода диска.
Наиболее существенное воздействие на величину напряжений в лопатках можно оказать изменением площадей поперечных сечений. Для уменьшения напряжений необходимо уменьшать площади сечений от корня к периферии.
Площадь сечения лопатки изменяется вдоль радиуса по линейному закону. Если площадь сечения уменьшается от корня к периферии по линейному закону вида
р_р
F(JF)—FK ~ к - (9-1 °)
то в результате интегрирования по формуле (9.7) будем иметь
<91”
где h„=R0 — /?к — высота пера лопатки.
Как показывают вычисления, наибольшего значения напряжения растяжения достигают в корневом сечении лопатки.
Принимая в формуле (9.11) R = RK, получим
арк=2(!^[1-Д|-А)р+_2т)]. (9.|2)
Из формулы (9.12) видно, что существенного снижения напряжения можно достичь уменьшением отношения площадей
F
F0/FK. В современных рабочих лопатках принимают
г к
= 0,25...0,35, что позволяет при прочих равных условиях на 30...35 % снизить напряжения в корневом сечении по сравнению с напряжениями в лопатках с постоянной площадью.
Кроме того, из формулы (9.12) следует, что уменьшение втулочного отношения приводит к меньшему увеличению напряжений по сравнению с вариантом F=const. Этот положительный
226
«сдерживающий» эффект обеспечивается функцией параметра d , стоящей в квадратных скобках.
Рассмотренный линейный закон изменения площади сечения применяют, в основном, для рабочих лопаток компрессоров ГТД.
Площадь сечения лопатки изменяется по степенному закону.
Естественным обобщением зависимости (9.10) является степенная функция
(р_р ч Q
(9.13)
в которой показатель степени q для турбинных лопаток принимают равным 0,5...0,6 [60], а для компрессорных, используя указанные величины, во многих случаях считают q=I, что соот ветствует линейной зависимости (9.10).
При условии (9.13) интегрирование по формуле (9.7) дает
Для корневого сечения лопатки (/?=ДК) из формулы (9.14) будем иметь
п 2 1 — <1 <
Орк—2риср - *
1 -j- ci L
(1+Д(2 + <7)
(9.15)
Как следует из формулы (9.15), уменьшение показателя степени q от 1 до 0 приводит к значительному снижению напряжений в корневом сечении лопатки по сравнению с вышерассмотренным законом линейного изменения площадей. Это является существенным резервом повышения прочности лопаток, который используется при проектировании ГТД.
Вычисления по формуле (9.14) показывают, что при достаточно малых величинах q и F0/FK максимум напряжений перемещается от корневого сечения к среднему (рис. 9.2). Это, на первый взгляд, благоприятное обстоятельство может привести к нежелательному эффекту, так как при существующих в проточной части газовых турбин радиальных распределениях температуры газа (см. п. 9.6) корневые сечения лопаток будут недогружены. Оптимальным законом изменения площадей лопаток турбин является закон типа (9.13) при вышеуказанных значениях параметров q и F0/FK. Применение такого закона позволяет при прочих равных условиях на 40...45 % снизить напряжения растяжения в корневом сечении лопатки по сравнению с вариантом F=const.
15*
227
Рис. 9.2. Влияние закона изменения площади сечения лопатки по ее высоте на величину напряжений растяжения:
1 — F = const; 2 — q — 1, fo/FK=O,4; 3 — <7 = 0,5, FB/FK=0,4; 4 — </ = 0,5, FB/F=0,2.
Площадь сечения лопатки изменяется по произвольному закону F(R). В этом случае интегрирование по формуле (9.7) необходимо выполнять приближенными способами. Применяя, в частности, интегрирование по правилу Симпсона [13], получим следующую рекурентную формулу для вычисления напряжений в сечениях лопатки:
+ 4F,._1(/?r,—iz±ftn) + F,(/?0—(9.16)
где 1—2, 4, 6,...— четные номера расчетных сечений; п — число всех сечений, которое должно быть четным.
Для расчета по формуле (9.16) профильная часть лопатки разбивается от периферии до корня на п сечений с порядковыми номерами 0, 1, 2,...,м (рис. 9.3). Напряжения определяются последовательным расчетом, начиная со второго сечения [в нулевом сечении для лопатки без полки стр(!—0, если имеется полка, то оро=Вцп/Во, где Рцп вычисляется по формуле (9.6)]. Расчет целесообразно вести при и=8, что позволит определить напряжения в пяти характерных сечениях лопатки. Этого количества точек достаточно для построения распределения напряжений по длине лопатки с высокой точностью.
Величины площадей всех сечений можно найти из графика зависимости F (R) (см. рис. 9.3), построенного по трем точкам на основе профилирования лопатки в корневом, среднем и периферийном сечениях. Площадь каждого из отмеченных трех сечений можно определить либо планиметрированием профилей, либо .по приближенной формуле F=0,7bCmail (где b — хорда профиля; Стах — его максимальная толщина). Следует отметить, что расчет напряжений по изложенному алгоритму проще, чем по формуле (9.14).
228
Максимальные значения напряжений растяжения центробежными силами в осевых компрессорах достигают 300...350 МПа для стальных лопаток, 100... 150 МПа для лопаток из алюминиевых сплавов и 150...200 МПа для лопаток из титановых сплавов. В лопатках газовых турбин максимальные значения напряжений растяжения составляют 250...300 МПа.
Рис. 9.3. Схема расчета напряжений растяжения в лопатке по методу Симпсона
9.3. ИЗГИБ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ГАЗОВЫМИ И ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ СИЛАМИ
Геометрию профилей рабочих лопаток или их крепление в диске выполняют таким образом, чтобы изгибающие моменты от газовых и центробежных сил были направлены в противоположные стороны, в результате чего будет обеспечиваться полная или частичная разгрузка лопаток от напряжений изгиба. Для того чтобы, в частности, правильно выполнить эти конструктивные мероприятия, необходимо отдельно провести анализ напряжений изгиба лопаток газовыми и центробежными силами.
9.3.1. ИЗГИБ ЛОПАТОК ГАЗОВЫМИ СИЛАМИ
Расчетная схема лопатки. Действие на лопатку газовой силы, распределенной по линии центров давления профилей, удобно характеризовать интенсивностью нагрузки в осевой плоскости рх и в плоскости вращения ру (рис. 9.4). Под интенсивностью нагрузки следует понимать силу, приходящуюся на единицу длины лопатки. Интенсивности газовой нагрузки будем считать распределенными вдоль радиуса по произвольным законам рх (г), ру(г) и приложенными по линии центров давления, которую предположим совпадающей с линией центров тяжести поперечных сечений лопатки.
Рассмотрим лопатку в виде стержня несимметричного сечения с произвольным изменением площади сечения по длине. Лопатку считаем жестко защемленной в диске, относительно которого происходит ее изгиб. (Особенности изгиба лопаток с шарнирным креплением и гибких лопаток будут рассмотрены ниже).
229.
В произвольном сечении лопатки на радиусе R (см. рис. 9.4) разместим местную (вращающуюся) систему координат хСу. Начало координат этой системы С расположим в центре тяжести рассматриваемого сечения. Ось х направляем в сторону движения потока газа, а ось у — по касательной к окружности радиуса R в сторону вращения ротора. Интенсивности газовых нагрузок будем считать положительными, если их векторы совпадают "с направлением осей х и у.
Рис. 9.4. Расчетная схема нагружения рабочей лопатки турбины газовыми силами в осевой (а) и окружной (б) плоскостях
Векторы изгибающих моментов, действующих соответственно в осевой плоскости (М1у) и плоскости вращения (Л/гх), будем направлять вдоль осей у и х всегда в положительную сторону. Напомним, что положительным направлением вектора момента силы является такое, при котором он стремится повернуть тело против часовой стрелки, если смотреть со стороны конца вектора.
Согласно рассмотренной расчетной схеме, задача расчета лопатки на изгиб сводится к задаче косого изгиба балки несимметричного сечения.
В качестве расчетного режима для изгиба лопаток газовыми силами принимается режим максимального расхода воздуха через двигатель.
Определение интенсивностей газовой нагрузки. Секундный расход воздуха (газа) через элементарное кольцо проточной части рабочего колеса толщиной dr, расположенное на радиусе г (см. рис. 9.4) определяется по формуле
dG=Q|C|ad/7=plCla2^rdr, (9.17)
где Pi — плотность газа на входе в рабочее колесо; С1а — 230
осевая составляющая абсолютной скорости газа на входе в колесо; dF — площадь элементарного кольца проточной части. Движение этого количества воздуха будет вызывать силу, действующую на рабочую лопатку как в осевой, так и в окружной плоскости. Интенсивность динамической силы, действующей на единицу длины элемента dr в плоскости вращения, равна изменению секундного количества движения воздуха в окружном направлении, протекающего через площадь dF/z'.
P^)~^(Clu - с2и)=~ eiClfl(Clu - С2и), (9.18)
где z — число лопаток рабочего колеса; С1и, С2и — окружные составляющие абсолютной скорости газа перед и за рабочим колесом.
В осевой плоскости на элемент dr действует динамическая сила, зависящая от разности осевых скоростей, и статическая сила от перепада давления на рабочем колесе. Интенсивность суммы отмеченных сил равна
=~ [е. С1о(С,а - С2а) + (р, - р2)], (9.19)
где С2о — осевая составляющая абсолютной скорости газа на выходе из рабочего колеса, р,, р2 — статические давления газа перед и за рабочим колесом.
Вычисленные по формулам (9.18), (9.19) интенсивности газовой нагрузки для лопаток турбины будут положительными, а для компрессорных лопаток — отрицательными. Следовательно расчетная схема для лопаток компрессора будет отличаться от схемы, приведенной на рис. 9.4, противоположными направлениями векторов интенсивностей нагрузки рх, ру и изгибающих моментов Мгу, Мгх.
Отметим, что интенсивность нагрузки в окружной плоскости незначительно изменяется по длине лопатки. Это легко можно показать для случая профилирования лопаток по закону постоянства циркуляции r=const. Указанный закон профилирования определяется соотношениями Cur = const = fe; Ca=const, с помощью которых из формулы (9.18) получаем
Ру--~2|£|о(^| fe2)-
(9.20)
В полученной формуле только величина зависит от радиуса, но эта зависимость несущественна (в особенности для коротких лопаток). Поэтому интенсивность ру во многих случаях
231
можно считать постоянной и определять по параметрам потока на среднем радиусе t помощью соотношения
РУер = ^(С|и-С2и)ср) (9.21)
где G — полный расход воздуха (газа) через двигатель; h„ — высота пера лопатки.
В большинстве случаев осевая скорость газа при движении через межлопаточный канал изменяется незначительно, т. е. С1ахС2с. Для компрессорных лопаток это утверждение можно считать безусловным. В рабочих колесах турбин разность (С|о — — С2а) отрицательна и практически не оказывает влияния на величину рх. Поэтому первым слагаемым в соотношении (9.19) можно пренебречь, используя приближенную формулу
Р^)=^Чр.-р2). (9.22)
Как показывает анализ термодинамических соотношений, перепад давления на рабочем колесе можно считать пропорциональным расходу воздуха через двигатель. Следовательно, величины рх и ру будут достигать наибольших значений при максимальном расходе воздуха. Это оправдывает выбор расчетного режима с максимальным расходом воздуха для анализа изгиба лопаток газовыми силами.
Уравнения изгибающих моментов в осевой и окружной плоскостях.
На элемент лопатки dr (см. рис. 9.4) в осевой и окружной плоскостях действуют сосредоточенные газовые силы рА(г) dr и р^(г) dr. Эти силы образуют в расчетном сечении, расположенном на некотором радиусе /?, элементарные изгибающие моменты dM,y=p}:(r)dr(r—R) и dMrx~p^r)dr{r—R). Полные изгибающие моменты в отмеченном сечении можно найти интегрированием по формулам
«о «о
Mry=\p^r)(r-R}dr, Mrx=\pir){r-R}dr. (9.23) « R
Для компрессорных лопаток в соответствии с принятым правилом знаков для векторов изгибающих моментов перед интегралами в формулах (9.23) нужно поставить знак «минус», так как величины рх и ру отрицательны.
При сложных зависимостях рх(г) и ру(г) интегралы в формулах (9.23) можно определить методами численного интегрирования.
Как показывают вычисления, зависимости интенсивностей газовой нагрузки от радиуса во многих случаях близки к ли
232
нейным. Поэтому примем для функции рх(г) линейную аппроксимацию вида
pAr)=px0~^^(R0-r), (9.24)
*'0
где рх0 и pxV— значения интенсивностей газовой нагрузки в концевом и корневом сечениях лопатки соответственно (обычно
Выполняя интегрирование по первой из формул (9.23) с учетом соотношения (9.24), получим
[PlO—L.f^^Ro-R)]. (9.25)
В корневом сечении (R=RK) изгибающий момент равен
Мг,к=^[ Рх0-2-(Рх0-рхК)]. (9.26)
Из формулы (9.26) следует, что для рассматриваемого случая изгибающий момент в корневом сечении образован силой, приложенной в среднем сечении (на плече hJ2), величина которой равна произведению высоты лопатки h„ на интенсивность нагрузки, соответствующую расстоянию 2/3 h„ от корня. Следовательно, если при расчетах принимать интенсивность нагрузки постоянную вдоль радиуса и равную интенсивности на среднем радиусе, то это приведет к занижению изгибающего момента в корневом сечении (так как при рх0>рхК интенсивность нагрузки в среднем сечении меньше, чем в сечении 2/3 йп).
Как было показано выше, интенсивность нагрузки в окружной плоскости можно принять постоянной вдоль радиуса. Для этого случая интегрирование по второй из формул 5(9.23) дает
Мгх Руср 2 (9.27)
Максимального значения изгибающий момент 2ИГХ достигает в корневом сечении. Подставляя для него в формулу (9.27) R — RK получим
М^=Р^Ь (9.28)
Определение геометрических характеристик сечения лопатки. Оценка напряженного состояния при изгибе производится на основе анализа нейтрального слоя [33]. Из сопротивления материалов известно, что нейтральная линия сечения балки несимметричного профиля совпадает с главной центральной осью этого сечения. Поэтому для определения напряжений изгиба в сечении лопатки необходимо найти положение его главных центральных
233
осей. Кроме того, для этой цели нужно определить главные моменты инерции сечения.
В системе координат х, у (рис. 9.5, слева) осевые J х, J у и центробежный J ху моменты инерции сечения лопатки можно определить по следующим общим соотношениям [33]:
Jx=^x2dE; Jy — ^dF: Jxy—^xydF. (9.29)
F F F
Координаты центра тяжести сечения выражаются зависимостями:
xax=^xdF; ym=-^ydF. (9.30)
F F
Интегралы в формулах (9.29), (9.30) можно найти численными методами, например методом прямоугольников, согласно которому сечение лопатки необходимо разбить на достаточно малые площадки AF„ определить координаты этих площадок xh yh а затем просуммировать соответствующие подинтегральные выражения по всей площади сечения.
Рис. 9.5.
Схемы определения геометрических характеристик сечения лопатки:
1 — груз; 2 — нить; 3 — центр тяжести; 4 — линии отвеса;
5 точки подвески
По известным моментам инерции Jx, Jу, Jху, величина угла гр, на который нужно повернуть оси х, у, чтобы найти положение главных центральных осей инерции т], |, определяется по формуле
tg 2<Р=~Й
(9.31)
Главные моменты инерции сечения лопатки можно вычислить гк> следующим соотношениям:
Л,=/тах=^4^+ V^py+4; (9-32)
234
(9.33)
Как известно, центробежный момент инерции сечения относительно главных центральных (Лей инерции равен нулю.
Обычно вместо вышеприведенных точных соотношений для определения положения главных центральных осей инерции сечения лопатки и величин J,}, Ц применяют различные приближенные способы. В частности, широко, распространен [60] способ определения положения главных центральных осей инерции, согласно которому ось проводят через центр тяжести сечения параллельно хорде, а ось г] — перпендикулярно к ней (отклонение истинной оси | от направления хорды не превышает 3...4°).
Моменты инерции сечения можно определить методом сеток [60] или по приближенным формулам. Для главных моментов инерции хорошие результаты обеспечивают следующие приближенные формулы:
а) для профиля лопатки турбины:
Д=0,03863Стах; Д=0,0ШСтах(С2тах + Г); (9.34)
б) для компрессорного профиля:
Jч=0,0377&3Стах; JE==fcCniax(0,04C2max + 0,03f2), (9.35)
где b — хорда профиля (см. рис. 9.5, слева); Стах— максимальная его толщина; f — максимальный прогиб средней линии профиля.
Центр тяжести сечения лопатки можно найти методом подвески макета профиля, вырезанного из плотной бумаги или тонкого картона. Макет шарнирно подвешивают в двух (или для контроля в трех) точках (см. рис. 9.5, справа) с помощью тонкой иглы. При каждом подвешивании на макете прочерчивают вертикальные линии, для чего используют отвес на тонкой нити или проволоке. Центр тяжести сечения находится в точке пересечения линий отвеса.
Проектирование векторов изгибающих моментов на главные центральные оси инерции сечения лопатки. Уравнения напряженного состояния при косом изгибе составлены для случая, когда изгибающие моменты действуют в плоскостях, перпендикулярных нейтральным линиям сечения. Поэтому изгибающие моменты Мгу и Мгх необходимо спроектировать на главные центральные оси инерции сечения лопатки, которые будут нейтральными линиями сечения.
Для проекций моментов на осях ц и £ примем такое же правило знаков, как и для вектора силы, т. е. будем считать проекции векторов моментов положительными, если они совпадают с направлением осей.
235
Составляющие суммарного вектора изгибающего момента относительно главных центральных осей инерции сечения лопатки найдем из следующих соотношений:
а) для турбины (рис. 9.6, а):#
Afr4=7Wrjrcosq) — Mrj/sinq); MrE=A4rJrsin<p-|-Afrj/cos<p; (9.36)
б) для компрессора (рис. 9.6, б):
Л1ГЧ=— (7W„cosq) — Al^singj); Мг1— — (7Wrjrsin<p4-7Wr!/cosq)).
Рис. 9.6. Схема проектирования векторов изгибающих моментов на главные центральные оси инерции сечений лопаток турбины (а) и компрессора (б)
Из формул (9.36), (9.37) легко можно получить очевидное равенство М2г1==М2и-}- М2Х, которое показывает, что в обеих системах кординат модули суммарного вектора изгибающего момента равны между собой.
Напряжения изгиба в лопатках от газовых сил. Напряжение изгиба в произвольной точке сечения лопатки с координатами 1] и | определяется по формуле
our=-7— fe---7— 9- (9.38)
Первые слагаемые в формуле (9.38) означают напряжения в заданной точке сечения, вызванные изгибающим моментом МП|. Вторые слагаемые — напряжения изгиба от момента Мг1.
Величины моментов Mrv Мл и координат q в формуле (9.38) необходимо подставлять со своими знаками.
«Минус» перед вторым слагаемым в формуле (9.38) поставлен для того, чтобы удовлетворить общепринятому правилу знаков для напряжений, согласно которому напряжение растяжения имеет знак «плюс», а напряжение сжатия —«минус». Благодаря этому и принятым направлениям осей £ и q формула (9.38)
236
будет обеспечивать правильный результат как для турбинных, так и для компрессорных лопаток.
Поясним вышеотмеченное на примере анализа напряжений в точке А профилей лопаток (см. рис. 9.6), для которой формула (9.38) будет иметь вид
(9-39)
Для лопатки турбины обе составляющие момента Mri положительны (см. рис. 9.6, а). Стремясь повернуть сечение лопатки против часовой стрелки, они вызывают ее растяжение в точке А. Для того чтобы напряжение от момента Mri в точке А было положительным, перед этим моментом в формуле (9.39) поставлен знак «минус», компенсирующий отрицательное значение координаты Т]Л.
Для компрессорной лопатки момент Mri имеет отрицательный знак (см. рис. 9.6, б), но координата т]л положительна. Так как момент Мг1 также вызывает растяжение лопатки в точке А, его
отрицательное значение будет скомпенсировано во втором слагаемом формулы (9.39) знаком «минус».
Аналогично можно рассмотреть характер действия момента МП1. (Следует отметить, что влияние момета Л41(| на напряжения изгиба несущественно и в некоторых случаях им можно пренебречь) .
Уравнение нейтральной линии сечения лопатки получим, приравнивая нулю напряжения изгиба, определяемые по форму-ле (9.38):
(9.40)
Это уравнение прямой линии, угол наклона которой к оси £ можно найти из соотношения
ч h
tga
(9-41)
Момент инерции Д значительно превышает величину момента инерции Д (для компрессорных профилей отношение составляет 0,01...0,05, а для турбинных — 0,05...0,15). Изгибающие моменты Afri| и Mri, как правило, являются величинами одного порядка. Поэтому угол а имеет малую величину и в качестве нейтральной линии сечения можно принять ось параллельную хорде лопатки.
Наибольшие напряжения возникают в наиболее удаленных от нейтральной линии сечения точках А, В и С (см. рис. 9.6), которые обычно и принимают в качестве расчетных точек (в точках А и С возникают напряжения растяжения, а в точке В — сжатия).
237
Распределение напряжений изгиба по высоте лопатки зависит от характера изменения геометрических характеристик профилей (моментов инерции и координат расчетных точек), а также от законов изменения по радиусу интенсивностей газовых нагрузок. В концевом сечении лопатки напряжения изгиба всегда равны нулю. Максимальные напряжения в большинстве случаев возникают в корневом сечении.
Максимальные напряжения изгиба газовыми силами в лопатках компрессоров достигают 50...120 МПа для первых ступеней и 150...250 МПа для последних ступеней. В лопатках турбин максимальные напряжения достигают 30... 150 МПа.
9.3.2. ИЗГИБ ЛОПАТОК ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ СИЛАМИ
Расчетная схема. Изгиб рабочей лопатки центробежными силами происходит в том случае, когда линия центров тяжести ее поперечных сечений не совпадает с радиальной осью г (рис. 9.7), проходящей через центр тяжести корневого сечения. В этом случае лопатка под действием центробежной силы dJ\ наряду с растяжением будет испытывать изгиб относительно корневого сечения, если она жестко защемлена в диске. Величины смещений центров тяжести поперечных сечений лопатки относительно радиальной оси г в осевой (хг) и окружной (уг) плоскостях называют выносами центров тяжести.
Рис. 9.7. Расчетная схема изгиба рабочей лопатки турбины центробежными силами в осевой (а) и окружной (б) плоскостях
238
Выносы центров тяжести обычно выполняют преднамеренно с целью разгрузки лопаток от напряжений изгиба газовыми силами. Они могут быть также следствием неточностей изготовления лопаток и их креплений или больших прогибов под действием газовых сил. Однако в данном случае прогибы лопаток будем считать весьма малыми величинами по сравнению с выносами центров тяжести сечений. Это предположение можно считать вполне приемлемым для коротких компрессорных лопаток и, в особенности, для достаточно жестких лопаток турбин.
Расчетная схема лопатки для рассматриваемого вида нагружения приведена на рис. 9.7, где использованы те же обозначения, что и на рис. 9.4. Пунктирными линиями вдоль лопатки на рис. 9.7 показаны проекции линии центров тяжести ее поперечных сечений соответственно на осевую и окружную плоскости.
Из изложенного следует, что в данном случае так же, как и при изгибе газовыми силами, лопатку можно рассматривать в виде защемленного в диске стержня, на который действует распределенная нагрузка, вызывающая его изгиб относительно диска. Отличие состоит лишь в том, что распределенная нагрузка направлена не перпендикулярно к оси лопатки, а вдоль радиальной плоскости и приложена по линии центров тяжести поперечных сечений, произвольно расположенной относительно радиуса, проходящего через корневое сечение лопатки.
Уравнения изгибающих моментов. Расположенный на некотором произвольном радиусе г элемент лопатки бесконечно малой длины dr испытывает действие центробежной силы dPa, величина которой определяется по соотношению (9.\):dPu= = Qw2F(r) rdr. В осевой плоскости (см. рис. 9.7, а) эта сила относительно центра тяжести расчетного сечения, расположенного на некотором радиусе R, будет создавать элементарный изгибающий момент, равный dMliy = dPli(xr— xR), где xR — соответственно выносы центров тяжести элемента dr и расчетного сечения. Полный изгибающий момент в расчетном сечении найдем интегрированием элементарных моментов:
«о
Q(D2^ F{f)r{xr — x^dr. (9.42)
Если лопатка имеет бандажную полку, центробежную силу которой можно вычислить по соотношению (9.6), то к моменту Л41у, необходимо добавить при расчете изгибающий момент от полки, равный Л4ЦЩ—PUIj(x0—- л>), где х0— вынос центра тяжести концевого сечения.
В окружном направлении (см. рис. 9.7, б) центробежная сила dPtl действует на элемент dr под углом а к радиальной оси г, величина которого определяется выносом центра тяжести уг.
239
Поэтому для определения изгибающего момента в расчетном сечении необходимо силу dPu разложить на составляющие dRur= = dPacosa и dPVl = dPusina. В связи с тем, что угол а имеет весьма малую величину, можно с высокой точностью принимать cosa»l, sinaxyr/r. Тогда элементарный изгибающий момент в окружной плоскости относительно центра тяжести расчетного сечения будет равен:
[dPar(yr — Ун) -dPuy(r—R)\=dPu^yr-y—yR'j= = дыР(г)г^уг-~—у^г.
Полный изгибающий момент найдем интегрированием:
«о
М^=ды\р(г)г(уг-у—y^dr. (9.43)
R
Для лопатки с бандажной полкой к величине Л4ЦХ необходимо добавить изгибающий момент от полки Л4цпх = Рю(у0' R/Ro— У#), формула для которого получена в предположении, что толщина полки пренебрежимо мала по сравнению с наружным диаметром рабочего колеса (у0 — вынос центра тяжести концевого сечения).
При произвольных законах изменения по высоте лопатки площадей поперечных сечений F(r) и выносов центров тяжести х„ уг интегрирование в формулах (9.42) и (9.43) можно выполнить с помощью какого-либо из численных методов [13].
Если для выносов центров тяжести принять линейные законы изменения по высоте лопатки вида
а площади поперечных сечений считать зависящими от радиуса ,в сортветствий со степенной функцией (9.13):
Е(г)=Ек+(Е0-Ек) (
r~R* V Rn—RK)
(9.45)
то интегрирование по формулам (9.42) и (9.43) приводит к следующим соотношениям:
+(i-i-n -
— R
1___
<?+3 7?к
(9.46)
240
MIlx=Qa>2y0RKFlxhn^(l-R)2 +
-^+,)-7Тг(1-^+2)]}. (9.47)
где^=(/?-/?к)/(/?0-/?к). Для корневого сечения лопатки (R = RK, Д=0) из формул (9.46) и (9.47) получим: мвдК=е« хоЯк/7к/Ц-£-(^-+ •)“(1—77)(т+2'+ q+З Як)]’ (9.48) МцхК = дЮ2у()/?кГк/гпГ4—( 1 —ЙттЛ (9-49)
L z \ г к 7 V 1 z J
Порядок расчета напряжений изгиба от центробежных сил:
1) по известной геометрии профильной части лопатки находим распределение по ее высоте выносов центров тяжести хг, уг и площадей поперечных сечений F(r);
2) с помощью формул (9.42), (9.43) или (9.46), (9.47) вычисляем изгибающие моменты в расчетных сечениях лопатки, действующие в осевой и окружной плоскостях;
3) по соотношениям (9.36), (9.37) определяем проекции изгибающих моментов на главные центральные оси сечений (Л4Ц1), Л4цЕ) , для чего в указанные соотношения подставляем величины моментов Л411х, Миу со своими знаками, которые зависят от направления выносов центров тяжести сечений и обычно противоположны знакам моментов от газовых сил Мгх, Мту\
4) для расчетных точек А, В и С каждого сечения лопатки по формуле (9.38) вычисляем напряжения изгиба от центробежных сил о„ц, для чего в эту формулу подставляем величины моментов Л4Ц1) и Л1цЕ со своими знаками, а также учитываем знаки координат £ иц;
5) в каждой расчетной точке определяем напряжения изгиба как алгебраическую сумму напряжений от газовых и центробежных сил: o„ = o„r4-o„u.
9.3.3. РАЗГРУЗКА ЛОПАТОК ОТ НАПРЯЖЕНИЙ ИЗГИБА
Если выносы центров тяжести сечений направить в сторону действия газовой нагрузки (рис. 9.8), то изгибающие моменты центробежных сил будут направлены в стороны, обратные моментам газовых сил, и каждое сечение лопатки будет нагружено разностью моментов:
Мих=Мгх-Мш, Миу=Мту-Мау. (9.50)
16 Зак. 4527
241
Степень разгрузки лопатки от изгиба газовыми силами характеризуется коэффициентами компенсации:
уу=Миу/Мту,
(9.51)
величина которых может изменяться от нуля (неразгруженное сечение) до единицы (полностью разгруженное сечение).
Рис. 9.8. Направления выносов центров тяжести сечений для компенсации изгиба лопаток газовыми силами:
а — в осевой плоскости; б — в окружной плоскости
Теоретически за счет соответствующего расположения выносов центров тяжести можно обеспечить полную компенсацию изгибающих моментов (ух=-у=1) для всех сечений лопатки. Однако выполнение такой лопатки будет связано с большими технологическими трудностями из-за сложности законов изменения выносов центров тяжести сечений по ее высоте. Поэтому на практике обычно применяют наиболее простой закон линейного изменения выносов (9.44), для реализации которого лопатку выполняют с прямолинейной осью (без выносов) и устанавливают ее в диске под определенными углами к радиальной оси относительно осевой и окружной плоскости. В этом случае разгрузка лопатки по высоте будет неодинаковой, в связи с чем потребные отклонения от радиальной оси (см. рис. 9.7) центра тяжести ее концевого сечения х0, у0 (по которым легко можно найти углы установки хвостовика в диске) определяют по величинам коэффициентов компенсации, заданных для одного какого-либо сечения, чаще всего для корневого как наиболее нагруженного.
Если для корневого сечения известны величины коэффициентов компенсации ухК, ууК, то по формулам (9.51) с использова-
242
нием соотношений (9.48), (9.49) и (9.26), (9.28) находим:
(9.53)
Значения коэффициентов компенсации ухК и yvK выбирают с учетом изменения изгибающих моментов в зависимости от условий полета. Так, например, если корневое сечение лопатки полностью разгружено от изгиба на стендовом режиме (Д=0, У=0), то при неизменной частоте вращения ротора (Mu=const) на режиме максимального расхода воздуха (полет у земли с максимальной скоростью) будут возрастать изгибающие моменты от газовых сил и это приведет к уменьшению коэффициентов компенсации. При полете в высотных условиях вследствие существенного уменьшения газовой нагрузки лопатка будет перегружена изгибающими моментами от центробежных сил, что вызывает увеличение коэффициентов компенсации. Поэтому, чтобы снизить напряжения изгиба лопатки центробежными силами на высотном режиме, коэффициенты компенсации для режима максимального расхода воздуха принимают равными 0,5...0,8. При этом следует помнить, что коэффициенты компенсации в осевой и окружной плоскостях могут быть различными.
Рассмотренный выше способ разгрузки от напряжений изгиба справедлив для жестких лопаток, прогибы осей которых, возникающие под действием газовой, нагрузки, весьма малы по сравнению с выносами центров тяжести сечений. Однако для длинных лопаток вентиляторов ТРДД, первых ступеней компрессоров и последних ступеней турбин упругая ось под действием газовых сил получает значительные отклонения (естественный вынос линии центров тяжести), что вызывает появление восстанавливающего момента от центробежных сил Л4и (рис. 9.9, а), который частично компенсирует момент от газовых сил Мг. Снижение изгибных напряжений в «гибких» лопатках осевых компрессоров за счет «естественной» разгрузки достигает 20...30 % и выше. Это необходимо учитывать при назначении выносов центров тяжести сечений для таких лопаток.
Весьма эффективным способом разгрузки лопаток от напряжений изгиба является применение шарнирного их крепления к диску. В этом случае при повороте лопатки в шарнире под действием газовой нагрузки (см. рис. 9.9, б) возникает восстанавливающий момент от центробежных сил, который практически полностью разгружает лопатку от изгибающего момента
16*
243
в окружной плоскости. В осевой плоскости шарнирный хвостовик не обеспечивает разгрузку лопатки от изгибающего момента.
Рис. 9.9. Схемы изгиба «гибкой» лопатки (а) и лопатки с шарнирным креплением (б).
В выполненных конструкциях рабочих лопаток максимальные значения суммарных напряжений изгиба от газовых и центробежных сил (с учетом разгрузки) составляют 50...80 МПа.
9.4. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА НА ИЗГИБ НЕПОДВИЖНЫХ ЛОПАТОЧНЫХ АППАРАТОВ
Лопатки направляющих аппаратов компрессоров и сопловых аппаратов турбин рассчитывают на изгиб от действия газовых сил. Основной особенностью их расчета является многообразие расчетных схем, обусловленное различием применяемых конструктивных типов неподвижных лопаточных аппаратов.
Лопаточные аппараты консольного типа. К этому типу относятся аппараты, в которых лопатки жестко закреплены наружными концами к корпусу, а внутренние концы либо свободны (консольные направляющие аппараты компрессоров), либо имеют возможность совершать свободные перемещения и повороты относительно внутренних уплотнительных колец (сопловые аппараты турбин). Для лопаток таких аппаратов, так же как и для рабочих лопаток, принимают расчетную схему консольной балки, нагруженной распределенными газовыми силами в осевой и окружной плоскостях. Расчет напряжений изгиба для них выполняют по методике, изложенной в п. 9.3.1.
244
Двухопорные лопаточные аппараты. В таких аппаратах лопатки могут иметь шарнирные либо жесткие опоры. Опоры первого типа применяют в сопловых аппаратах первых ступеней турбин, в которых оба конца лопаток имеют возможность свободных радиальных перемещений и поворотов относительно наружного и внутреннего корпусов (или бандажей).
При расчете сопловых лопаток с шарнирными опорами используют расчетную схему статически определимой двухопорной балки, нагруженной в двух плоскостях распределенными газовыми силами (рис. 9.10, а, где для примера показано нагружение лопаток только в окружной плоскости). В лопатках данного типа максимальные изгибающие моменты возникают в сечениях, близких к среднему, для которого обычно выполняют расчет напряжений изгиба по вышеприведенной методике и производят опенку прочности. В качестве расчетных режимов принимают режимы с максимальным расходом воздуха через двигатель и максимальной температурой газа перед турбиной. Наибольшие напряжения изгиба в сопловых лопатках рассмотренной схемы значительно (в 3...5 раз) меньше, чем в лопатках консольного типа.
Рис. 9.10. Схемы изгиба двухопорного соплового аппарата (а) и направляю-' щего аппарата рамного типа (б)
В некоторых конструкциях ГТД входные направляющие и спрямляющие аппараты осевых компрессоров используют в качестве силовых элементов корпусов опор, включая их в систему силового корпуса двигателя. Лопатки таких аппарйтбв жестко крепят к наружному и внутреннему силовым кольцам, т. е. применяют для них жесткие опоры. Помимо газовых усилий они дополнительно нагружены радиальными, осевыми и окружными
245
силами, передаваемыми от других элементов двигателя через сопряженные детали. Лопаточные аппараты рассмотренного типа рассчитывают на прочность методами строительной механики как статически неопределимые осесимметричные рамы с учетом всех действующих на них нагрузок.
Лопаточные аппараты рамного типа. Данная схема характерна для направляющих аппаратов промежуточных ступеней осевых компрессоров, в которых направляющие лопатки жестко закреплены в наружном и внутреннем бандажах (силовых кольцах), а наружный бандаж соединен с корпусом равномерно распределенными по окружности крепежными элементами. В качестве расчетной схемы для такого аппарата рассматривают осесимметричную статически неопределимую раму (см. рис. 9.10, б), закрепленную по внешнему кольцу на неподвижных опорах и нагруженную распределенными газовыми усилиями, приложенными к лопаткам в осевой и окружной плоскостях (на рис. 9.10, б для примера показано нагружение аппарата только в окружной плоскости) . Расчет изгибающих моментов в указанной раме необходимо выполнять методами строительной механики.
На рис. 9.10, б приведена примерная эпюра изгибающих моментов в одном из элементов аппарата рамного типа, из которой видно, что максимальные моменты возникают в местах соединения лопаток к бандажам. Величины моментов зависят от изгибной жесткости бандажей. Повышение жесткости одного из бандажей приводит к увеличению изгибающего момента в зоне соединения с ним лопатки. При этом изгибающий момент в месте крепления лопатки с другим (менее жестким) бандажом уменьшается.
Максимальные напряжения изгиба в лопатках направляющих аппаратов рамного типа на 30...50 % меньше, чем в лопатках консольных аппаратов, а прогибы лопаток в окружном направлении меньше в 4..5 раз. Следовательно, применение направляющих аппаратов рамного типа приводит к повышению прочности лопаток и увеличению КПД компрессора за счет сохранения высокой эффективности межступенчатых воздушных уплотнений в процессе работы двигателя.
Наиболее существенное влияние на работоспособность сопловых лопаток турбин и направляющих лопаток последних ступеней высоконапорных компрессоров оказывают термические напряжения, возникающие вследствие неравномерности распределения температуры по сечениям лопаток и стеснения температурных деформаций в местах их крепления. Термические напряжения достигают значительных величин на нестационарных режимах работы двигателя, особенно на режимах запуска и останова. Вызывая накопление пластических деформаций в процессе циклического воздействия температуры, они приводят к появлению трещин термической усталости, что является массовым дефектом сопловых лопаток турбин.
246
9.5. ТЕМПЕРАТУРНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В ЛОПАТКАХ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Согласно стержневой теории термоупругости, основанной на гипотезе плоских сечений, термические напряжения, обусловленные неравномерным распределением температуры по сечению лопатки (рис. 9.11, а) и действующие вдоль ее радиальной оси, определяют по следующей формуле [65]:
.E^T^dF
^£татЩ,т))^Г
F
^E.,dF
F
\E£2dF
F
^E^TfcrfodF
_|-L-------------
^ErfdF
(9.54)
где 7’(£,т]) —температура произвольной точки сечения лопатки; — координаты точек сечения относительно приведенных [65] главных центральных осей инерции; £т, ат — модуль упругости и коэффициент линейного расширения материала лопатки, которые, как известно, зависят от температуры.
Рис. 9.11. Поле температур (а) и термических напряжений (б) в сечении лопатки
Зависимости величин £т и ат от температуры обычно получают путем аналитического описания экспериментальных данных линейными или квадратичными функциями. Например, для одного из широко применяемых турболопаточных сплавов ЖС6КП эти зависимости имеют вид
£т=1,2- 105 + 2300V950—7; ат=0,94- 10"5+1,3- 10*7. (9.55)
В приведенных соотношениях, так же, как и в формуле (9.54), температуру нужно подставить в °C. При этом модуль упругости £т и напряжения от будут иметь размерность [МПа].
247
Интегралы в формуле (9.54) можно найти численными методами, например методом прямоугольников, согласно которому сечение лопатки необходимо разбить на большое число (50...60 и более) прямоугольных площадок Д£„ определить для них величины £т„ аТ1, 7,, Е,;, т]„ а затем просуммировать соответствующие подинтегральные выражения по всей площади сечения.
На рис. 9.11, б в качестве примера приведено поле термических напряжений в сечении лопатки, рассчитанное по формулам (9.54) и (9.55) с использованием распределения температуры, представленного на рис. 9.11, а. Как видно, в кромках лопатки при нагреве возникают термические напряжения сжатия, а средняя часть испытывает растяжение. Такой характер распределения термических напряжений можно объяснить следующим образом. Более нагретые слои лопатки в зонах входной и выходной кромок за счет температурных деформаций стремятся увеличить свою длину (в направлении, перпендикулярном сечению) в большей степени, чем менее нагретые слои средней части профиля. Вследствие этого средняя часть профиля будет сдерживать температурное удлинение более нагретых кромок, вызывая их сжатие и испытывая от них растяжение.
На нестационарных режимах малой продолжительности и высокой интенсивности теплового воздействия (например, на режимах запуска и останова двигателя при низких температурах атмосферного воздуха) в отдельных зонах сечения лопатки вследствие больших градиентов температур и существенных термонапряжений возникают пластические деформации материала, которые приводят к перераспределению напряжений по сечению. В этих случаях расчет термических напряжений необходимо выполнять в упругопластической области деформирования.
Для расчета напряжений в упругопластической области деформирования широко применяют метод переменных параметров упругости [65]. Схема расчета по этому методу с использованием диаграммы растяжения материала приведена на рис. 9.12, а.
Расчет выполняют последовательными приближениями. Первым приближением являются значения напряжений о, в точках сечения лопатки, вычисленные в предположении упругого деформирования материала. Эти напряжения для некоторых участков профиля могут превышать предел пропорциональности опц. Для каждого такого участка по диаграмме деформирования определяют значения модуля пластичности £/п= (ои/о,) £ь где £, — исходные модули упругости участков. Величины модулей пластичности, рассчитанные для всех пластических зон профиля, используют во вторичном упругом расчете, в результате чего находят новые значения напряжений о'. Затем снова вычисляют модули пластичности £"=(о'й/о’) • £„ и так до тех пор, пока с заданной точностью не совпадут величины напряжений о/ и 248
Для расчета упругопластических термонапряжений в лопатках по методу переменных параметров упругости необходимо иметь экспериментальные диаграммы деформирования материала, полученные при различных постоянных температурах. Использование этих диаграмм в графическом виде затрудняет реализацию метода переменных параметров упругости на ЭВМ. В этой связи семейство кривых деформирования целесообразно представлять в аналитической форме как функцию o=f(eT).
Указанная функция может быть представлена в виде [29]
о = £те[1—w(e,7')], (9.56)
где £т— температурная зависимость модуля упругости типа (9.55); w(e, 7)— безразмерная функция деформации (функция Ильюшина). Для упругого участка диаграммы деформирования и!=0, а для упругопластического — £0>О.
Схема определения функции Ильюшина приведена на рис. 9.12, б. В соответствии с обозначениями этого рисунка для некоторой деформации е величина 10(e) равна w=MM' / М' М"= — (£е —о) /£е.
Рис. 9.12. Схема расчета упругопластических методу переменных параметров упругости (с) и ния функции Ильюшина (б)
напряжений по схема определе-
Необходимые для расчета величин w экспериментальные диаграммы растяжения одного из турболопаточных материалов (сплава ЖС6КП), соответствующие различным температурам, приведены на рис. 9.13, а. Расчет по этим диаграммам показал, что для всех температур зависимости w=f(s — епц) укладываются с небольшим разбросом на одну кривую (см. рис. 9.13, б, где штриховкой показана полоса разброса), уравнение которой имеет вид:
£0=0,7645(1 — ехр [— 159 (е — епц)]}. (9.57)
249
Используя зависимости от температуры для модуля упругости Ет (9.55) и предела пропорциональности опц==£тепц==(681,57'— -7,098- 105)/(7'—1093), получим равенство:
°™ 681,57'—7,098 - 105
g -------—--------------2_____2____________—...
£т (1,2 • 105 + 2300V950 - Т) (Г — 1093)
(9.58)
которое совместно с уравнением (9.57) и соотношением для Ёт (9.55) полностью определяет функцию (9.56). Эту функцию удобно использовать при расчете упругопластических термонапряжений в лопатках на ЭВМ.
Рис. 9.13. Диаграммы растяжения сплава ЖС6КП (с) и зависимость функции Ильюшина для них от разности деформаций (б)
Наибольших значений термические напряжения в лопатках достигают на нестационарных режимах, особенно при запуске и пробах приемистости. Они составляют (по абсолютным значениям) 400...600 МПа и во многих случаях превышают пределы пропорциональности материалов.
На стационарных режимах температурные напряжения в не-охлаждаемых лопатках обычно невелики, а в охлаждаемых достигают 250...350 МПа и, как правило, не выходят за пределы упругости.
9.6. ОЦЕНКА ПРОЧНОСТИ ЛОПАТОК
Обоснование критерия напряженного состояния лопаток. В связи с тем, что определяемые по вышеприведенным методикам напряжения от механических сил и термические напряжения действуют на рабочие лопатки в одной плоскости, в качестве критерия напряженного состояния для них можно принимать алгебраическую сумму всех действующих напряжений:
Ое=ор+о„г+овц + от- (9.59)
При этом если суммарные напряжения в каких-либо точках сечения лопатки выходят за пределы пропорциональности, то их 250
необходимо пересчитать в упругопластическую область деформирования с помощью вышеизложенного метода переменных параметров упругости.
По характеру действия суммарные напряжения в различных точках сечения могут быть растягивающими или сжимающими. Обычно на стационарных режимах в наиболее нагруженных точках сечения действуют растягивающие напряжения. Поэтому в качестве предельных (разрушающих) напряжений для рабочих лопаток используют пределы длительной прочности материалов на растяжение соответствующие заданной температуре точки сечения Т и времени до разрушения т. (Напомним, что разрушение материала при длительном статическом нагружении происходит вследствие накопления деформаций ползучести под действием приложенного напряжения о/ при температуре Т).
Наиболее интенсивное исчерпание длительной прочности испытывают рабочие лопатки газовых турбин в связи с действием высоких температур.
Приближенная оценка температуры лопаток. Для защиты элементов роторов и корпусов турбин от чрезмерного теплового воздействия температуру газового потока в зонах корневых и концевых сечений лопаток снижают путем подвода вторичного воздуха в камере сгорания и на выходе из нее. За счет этого в центальной зоне проточной части локальная температура газа Г* (рис. 9.14, а) достигает максимальных значений и, как правило, превышает среднемассовую.
Благодаря такому профилю температуры потока, лопатки будут испытывать максимальный нагрев также в центральной зоне. Однако вследствие отвода тепла с профильной части лопаток в хвостовики и обод диска, которые обычно интенсивно охлаждают воздухом, температура у корня лопаток Тлк существенно ниже средней температуры Тср (разность между ними Дтк=^сР—Лк составляет 100...200 °C). При отмеченных обстоятельствах распределение температуры лопатки по ее высоте h целесообразно описывать уравнением
Г. = 7,-Л„[3(Л)!-4(£) + 1].
(9.60)
в соответствии с которым максимум температуры находится на расстоянии 2/3 высоты лопатки от корня, а в конЦевом сечении (h—hn) и при h=l/3h„ температура равна Тср. Это хорошо согласуется с фактическими данными.
Среднюю температуру рабочих лопаток турбины определяют по формуле [64]
гср=(1-е)Гт’;--1-(дт-^-)1+е7’охл7’к, (9.61)
L , рг \ J J
251
где Т*— среднемассовая температура газа перед ступенью турбины; L„— удельная работа расширения газа в ступени; (7ср— окружная скорость рабочего колеса на среднем радиусе; Т охл= = 0,8...0,9— коэффициент, учитывающий разность между температурами воздуха за компрессором Т*к и в месте его отбора для. охлаждения лопаток;-0= (T*№ — TCf) / (7’ft — 7'— относительная глубина охлаждения; 7'ft— полная температура газа перед рабочими лопатками; Т„,,,— температура охлаждающего воздуха.
Для неохлаждаемых лопаток турбины, используемых при Тг= 1150... 1250 К, можно принимать 0=0. В лопатках с внутренним конвективным охлаждением, имеющих радиальные каналы (77= 1350...1450 /С),— 0=0,2...0,25. Для лопаток конвективного охлаждения с дефлекторами (77= 1400... 1500 К)—0= = 0,3...0,4. При конвективно-пленочном охлаждении лопаток первых ступеней, обеспечивающем реализацию температуры газа перед турбиной на уровне 1600... 1650 К, можно принимать 0 = 0,4...0,45 и выше.
Определение коэффицентов запаса прочности лопаток. Коэффициент запаса длительной прочности определяют по формуле
К7=от7о2. (9.62Х
Для лопаток, имеющих низкие температуры, при которых процессы ползучести еще не проявляются (до 200...400 °C в зависимости от материала), вместо пределов длительной прочности of в формуле (9.62) следует использовать пределы кратковременной прочности of, соответствующие заданным температурам.
Суммарные напряжения о2, действующие в некоторых характерных точках (например, на входной кромке), обычно плавно уменьшаются вдоль лопатки, имея максимум в ее корневом сечении (см. рис. 9.14, б). Пределы длительной прочности материалов существенно зависят от температуры, однозначно уменьшаясь при ее увеличении (рис. 9.15). Поэтому минимум предельных напряжений будет соответствовать сечению лопатки, в кото.-ром ее температура имеет максимальную величину (на рис. 9.14 это сечение находится на расстоянии 2/3 hn от корня).
При рассмотренном (типичном) характере изменения вдоль лопатки предельных of и действующих о2 напряжений минимум их отношения, т. е. минимум коэффициента запаса прочности (9.62), будет расположен между сечениями, в которых напряжения of и о2 имеют экстремальные величины (см. рис. 9.14, в). Для лопаток с бандажными полками минимум коэффициента запаса длительной прочности обычно соответствует среднему сечению, а для лопаток без полок — сечению, расположенному
252
на расстоянии 1/3 /гп от корня. Сечение с минимальным коэффициентом запаса прочности часто называют опасным сечением, так как оно, имея минимальную длительную прочность, обладает наибольшей возможностью разрушения при эксплуатации двигателя.
Рис. 9.14. Изменение по высоте рабочей лопатки турбины температуры (с), напряжений (б) и коэффициента запаса длительной прочности (е)
При многократном использовании двигателей для выполнения полетов лопатки турбокомпрессоров испытывают повторное воздействие нагрузок, которое приводит к снижению длительной прочности материалов вследствие их охрупчивания. В этих условиях оценку коэффициента запаса прочности лопаток следует выполнять по формуле [37]:
^2=-^Я2, (9-63)
где Кг — коэффициент, учитывающий снижение пределов длительной прочности за счет повторности нагружения. В расчетах можно принимать Кг ==0,8...0,9 (меньшие из этих значений соответствуют менее пластичным материалам и более высоким температурам лопаток по сравнению с рабочими температурами материалов).
В процессе выполнения полета двигатель используют на различных режимах (рис. 9.16, а), которые отличаются как по уровням температур, так и по действующим на лопатки напряжениям. Для учета влияния этих режимов на исчерпание длительной прочности лопаток определяют так называемый эквивалентный (приведенный) коэффициент запаса прочности [65];
।
где п — число режимов в полетном цикле (обычно учитывают только взлетный, номинальный и максимальный крейсерский ре-
253
жимы); К? — частные коэффициенты запаса прочности на режимах полетного цикла, которые вычисляют по соответствующим для этих режимов температурам и напряжениям; т — показатель степенного уравнения кривой длительной прочности материала, соответствующей температуре максимального режима (в расчетах можно принимать т=6...8).
Рис. 9.15. Зависимости пределов длительной прочности турболопаточных материалов от температуры:
аюо(^)’ — <4ооо(Л
Формула (9.64) получена на основе линейного суммирования повреждений материала лопаток от отдельных режимов полетного цикла.
Лопатки можно считать работоспособными в пределах проверяемого ресурса, если минимальный коэффициент запаса их длительной прочности равен 1,3...1,5.
Кроме запаса длительной прочности по напряжениям (который называют местным запасом прочности) для лопаток высокотемпературных турбин определяют также запасы по несущей способности, долговечности и температуре.
Коэффициент запаса по несущей способности представляет собой отношение Кь — Сг/С, где C=opF—центробежная сила, действующая в расчетном сечении лопатки на расчетном режиме; F — площадь сечения; Cp=\oldF — усилие, вызывающее разру-F
шение материала за время т при заданной температуре точки сечения Т (интеграл в этой формуле обычно находят численными методами). Минимальный запас по несущей способности охлаждаемых рабочих лопаток турбины составляет 1,5...2,2.
254
Запас по долговечности определяют как отношение времени до разрушения материала при напряжениях и температуре эквивалентного режима (заменяющего совокупное действие всех основных эксплуатационных режимов нагружения лопатки) к приведенной наработке на этом режиме за проверяемый ресурс двигателя. Величина данного отношения должна быть не менее 5...6.
Рис. 9.16. Изменение температуры рабочей лопатки турбины и суммарных напряжений в полетном цикле (о); изменение температуры и напряжений на нестационарных режимах полетного цикла (б)
Запас по температуре оценивают разностью между предельно допустимой температурой материала лопатки и максимальной температурой в ее расчетном сечении. Минимальное значение указанной разности составляет 50... 150 °C.
Оценка ресурса двигателя по критерию длительной прочности лопаток турбины. Преобладающее влияние на исчерпание длительной прочности лопаток оказывают нагрузки и температура взлетного режима, суммарная наработка на котором обычно составляет 2...5 % от ресурса двигателя. (Следует иметь в виду, что это относится к двигателям дозвуковых самолетов и вертолетов ГА). Если коэффициент запаса прочности лопаток был вычислен по пределам длительной прочности материала, соответствующим времени до разрушения т, то ресурс двигателя можно приближенно (без учета влияния всех режимов, кроме взлетного) оценить по формуле:
тр=т/свзл, (9.65)
где свзл — относительная наработка двигателя на взлетном режиме за ресурс (можно принимать свзл=0,02...0,05, имея в виду, что большие из этих значений относятся к двигателям воздушных судов меньшей продолжительности полета, т. е. с большей интенсивностью использования взлетного режима).
255
Работоспособность (надежность) двигателя по принятому критерию в пределах вычисленного указанным способом ресурса гарантируется величиной эквивалентного коэффициента запаса прочности лопаток.
Так, например, если коэффициент запаса рассчитан по пределам длительной прочности of00 (на базе т=100 ч) и находится в допустимом диапазоне 1,3...1,5, а относительная наработка двигателя на взлетном режиме составляет 2 % от ресурса, то его расчетный ресурс можно принимать равным тр= 100/0,02= = 5000 ч. Полученное значение тр находится в диапазоне существующих межремонтных ресурсов ГТД.
Приведенные на рис. 9.15 характеристики длительной прочности турболопаточных материалов на базе 1000 ч (о[000) могут быть использованы для оценки работоспособности лопаток в пределах общетехнического (назначенного) ресурса двигателей, величины которого в выполненных конструкциях составляют 20000...30000 ч.
Проверка лопаток на термическую усталость. Изменение температуры и суммарных напряжений, достигающих на нестационарных режимах полетного цикла существенных величин (см. рис. 9.16, а), приводит к знакопеременному пластическому деформированию материала лопатки. Такое деформирование в процессе многократного (циклического) воздействия указанных факторов вызывает охрупчивание и разрыхление материала, вследствие чего на поверхности лопатки после определенного числа полетных циклов могут возникнуть трещины термической усталости.
Число циклов до появления трещин зависит от интенсивности термоциклического ^агружения лопатки на нестационарных режимах, которую можно охарактеризовать величиной размаха температур АТ= Г,пах — Тт1П (см. рис. 9.16, б), средней температурой упрощенного полетного цикла Гср= (Гтах + 7injn)/2, а также размахом напряжений Ao2=osmax— Охт1П (считая приближенно, что среднее напряжение цикла равно нулю).
Для отмеченного характера термосилового воздействия число циклов N до появления в материале лопатки трещины термической усталости можно вычислить по уравнению:
lgN=alT-^-a2T/S.o^, (9.66)
где а1Т, а2Т—параметры, зависящие от величин АГ и Гср. Например, для сплава ЖС6К эти параметры являются следующими функциями:
п17 = 14,25 — 2,5- 10~3АГ— 1,23- Ю"2Гср + 4,5-10f‘7’/p;
а2т=— 0,01064+ 1,024- 10'Тс.р —2,8- 1О''7/р, (9.67)
которые получены в результате аналитического описания результатов испытаний образцов на термическую усталость.
256
По известному числу полетных циклов JV до появления термоусталостной трещины коэффициент запаса термоциклической долговечности лопаток в пределах ресурса двигателя тр будем определять соотношением
N-t„
KN=-----(9.68)
тр
где tn — средняя продолжительность полета.
Запас по термической усталости лопаток можно считать достаточным при KN= 1,5...3,0.
Для вышерассмотренного полетного цикла (см. рис. 9.16) характеристики термоциклического нагружения имеют следующие величины: Д7'=850°С; Тср=475 °C; Дох=600 МПа. По этим данным из формул (9.66) и (9.67) находим предельное число циклов W=2880. Тогда коэффициент запаса термоциклической долговечности лопаток, вычисленный по соотношению (9.68) при /п=3 ч и тр=5000 ч, будет иметь значение KN= 1,73. Полученное значение KN находится в допустимом диапазоне. Следовательно, лопатки обладают достаточным сопротивлением термической усталости в пределах ресурса 5000 ч.
Если параметры термоииклического нагружения таковы, что после первых циклов упругопластического деформирования материала устанавливается режим чисто упругого деформирования в каждом последующем цикле, т.е. происходит так называемая приспособляемость лопаток, то они вообще не будут подвержены термоусталостному разрушению. Условие приспособляемости по суммарным напряжениям о2, рассчитанным в предположении упругого деформирования, имеет вид: ог^(1,5... ...2,0) о02, где о02 — предел текучести материала.
9.7. ПРОЧНОСТЬ ХВОСТОВИКОВ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Точный расчет напряженного состояния хвостовиков лопаток может быть выполнен с помощью сложных численных методов теории упругости. Это обусловлено сложностью конструктивных форм хвостовиков и многообразием видов действующих на них нагрузок.
В практике двигателестроения на предварительных этапах проектирования применяют простые оценочные расчеты напряжений в хвостовиках с последующим уточнением результатов путем экспериментальных исследований на моделях хвостовиков методами тензометрирования, фотоупругости, голографии и др.
Как известно, основное применение в ГТД получили хвостовики типа «ласточкин хвост», штифтовые (типа «проушина?») и елочного типа.
17 Зак. 4527 257
Хвостовик типа «ласточкин хвост»
Нагрузки, действующие на хвостовик (рис. 9.17, слева). Наиболее существенное влияние на напряженность хвостовика оказывает центробежная сила массы всей лопатки Рй1} — Рт-\-Рт= = оркГЛ-|- rn^R*, где орк— напряжение растяжения в корневом сечении лопатки от центробежных сил; Fк -- площадь корневого сечения; тх — масса хвостовика лопатки; /?х — радиус центра тяжести хвостовика. Эта сила вызывает смятие рабочих граней хвостовика и межпазового выступа (гребня) диска, растяжение гребня, срез и изгиб клиновидных частей хвостовика и гребня.
Рис. 9.17. Нагрузки, действующие на хвостовик типа «ласточкин хвост» и его расчетная схема
Проекции нормальных к рабочим граням составляющих N центробежной силы PnN нагружают хвостовик и гребень на смятие и вызывают кручение гребня моментом Л4кр.
Продольные составляющие центробежной силы Рцт и газовой нагрузки Pri нагружают фиксаторы хвостовика. Изгибающие моменты от газовых и центробежных сил Ми2, а также поперечная составляющая газовой нагрузки Рг2 приводят к смятию и изгибу элементов соединения.
258
Расчетная схема хвостовика (см. рис. 9.17, справа). Как показывают расчеты, влиянием всех действующих на лопатку нагрузок, кроме поперечной составляющей центробежной силы 7’uw=^3iuiCOS(p, можно пренебречь, так как они невелики и частично компенсируют друг друга. От этой составляющей на рабочих гранях хвостовика возникают нормальные силы 2V, величину которых (без учета трения) можно найти по формуле N= =Pu7v/(2sina) = (PIU,cos(p)/(2sina). Силы N приводят к смятию граней хвостовика и гребня диска.
На гребень диска действует сумма центробежных сил собственной массы и массы лопатки: Q = /’ur + 2/Vsin (a + р/2) = = mr(o2/?r + 27Vsin(a + p/2), где mr и Rr — масса гребня и радиус центра тяжести его радиального сечения; p=2ji/z; z — число лопаток. Сила Q вызывает растяжение гребня.
Напряжения смятия в хвостовике и диске (при условии их равномерного распределения по рабочим граням) определяют по формуле
N N ^=7-=^=^—. (9.69)
Фактическое распределение напряжений осм по граням несколько отличается от равномерного (см. рис. 9.17) из-за неравномерности действия центробежных сил хвостовика, а также за счет изгибающих и крутящего моментов.
В выполненных конструкциях напряжения смятия достигают 350...450 МПа для стальных лопаток, 250...350 МПа для титановых и 100...150 МПа для лопаток из алюминиевых сплавов.
Напряжения растяжения в основании гребня диска вычисляют по соотношению
Q 1 2 n I / । р т\ /п '7П\
opr=-^-=— mr(0 ---------:--sin(a+(5/2) . (9.70)
р ab ab sina
Следует отметить, что формула (9.70) дает оценку для номинальных (средних) напряжений растяжения, условно показанных на рис. 9.17 штриховой линией. Она не учитывает концентрацию напряжений, обусловленную резким изменением формы гребня у его основания. Вследствие такой концентрации максимальные значения напряжений могут превышать номинальные в 1,5...2 раза и более, что зависит от глубины паза, угла его клиновидности и радиуса перехода гребня в сплошную часть обода.
Для стальных дисков и лопаток номинальные напряжения растяжения гребня достигают 250...300 МПа.
Напряжения среза хвостовика приближенно оценивают по формуле [37] Tcp=PuW/(2fe/i) = (P4J1-cos(p)/(2fe-/i). Коэффициент
17:
259
запаса прочности по предельной силе, срезающей хвостовик, должен быть не менее 2,0. Выполняют также проверку на срез клиновой части гребня диска.
При колебаниях лопатки на хвостовик действуют вибрационные нагрузки, которые могут вызвать на рабочих гранях контактную коррозию (фреттинг-коррозию [20]), приводящую к усталостному разрушению хвостовика. Для проверки прочности хвостовиков в этих условиях проводят специальные их испытания на контактную усталость.
Хвостовик типа «проушина»
Действующие нагрузки (рис. 9.18). На хвостовик действуют центробежная сила массы лопатки Рцл, газовые нагрузки от профильной части в осевой Р1Х и окружной РГу плоскостях, а также суммарный изгибающий момент от газовых и центробежных сил в осевой плоскости Мих. (Как известно, изгибающие моменты в шарнире хвостовика от газовых и центробежных сил, действующие в окружной плоскости, полностью скомпенсированы, поэтому Л1иу=0).
Рис. 9.18. Расчетная схема хвостовика типа «проушина»
Отмеченные нагрузки вызывают смятие, срез, изгиб штифта и кольцевых выступов (реборд) диска, растяжение и изгиб проушины хвостовика.
Расчетная схема. В качестве основной расчетной нагрузки принимают центробежную силу массы всей лопатки Рцл (включая хвостовик), а остальными нагрузками пренебрегают ввиду
260
их малости. От действия этой силы определяют напряжения смятия и среза в штифте и напряжения растяжения в проушине. Кроме того, при больших зазорах между штифтом и проушиной оценивают контактные напряжения в хвостовике.
Напряжения смятия в штифте и ребордах диска вычисляют по формуле
'’—'.й+ми’ (9'71)
где Рцш— центробежная сила штифта; пгш, R,,, — масса штифта и радиус, на котором расположен его центр тяжести; FCM — суммарная площадь смятия; d — диаметр штифта; bpi—ширина z'-ой реборды.
Максимальные значения напряжений смятия в хвостовике рассматриваемого типа составляют 200...450 МПа.
Напряжения среза штифта можно найти из соотношения
ЦЛ д ЦЛ ЦЛ
т ==------= 4------=-------
ср A , Znd2 nd2 ’
(9.72)
где Fcp — суммарная площадь среза; г — число плоскостей среза (z=4).
В существующих конструкциях напряжения среза для стальных лопаток не превышают 150 МПа, а для титановых — 120 МПа.
Напряжения растяжения в проушине определяют по формуле ор= (Рщ, — Fnp)/Frip, где Рпр—центробежная сила частей проушины, расположенных ниже сечения 1 — 1 (см. рис. 9.18); Frip— суммарная площадь проушины в сечении 1 — 1.
Для стальных лопаток максимальная величина напряжений растяжения достигает 200 МПа, для титановых—150 МПа.
Контактные напряжения на опорных линиях штифта и проушины определяют при больших относительных зазорах в шарнире (б = б/г/>0,05). Расчетная формула имеет вид:
4Р е Е
---(9.73) Ьпр(1+26) +
где 6пр — ширина одной из двух опорных частей проушины; Ел, Еш — модули упругости матералов лопатки и штифта.
Контактные напряжения не должны превышать (0,6...0,7) Нв, где Нв — твердость по Бриннелю наиболее мягкого из находящихся в контакте материалов. В существующих конструкциях стальных лопаток 0^=700... 1800 МПа.
Хвостовик елочного типа
Действующие нагрузки в рассматриваемом случае такие же, как и для хвостовика типа «ласточкин хвост».
261
Расчетная схема хвостовика елочного типа приведена на рис. 9.19. В качестве расчетных нагрузок для него принимают центробежные силы лопатки и гребня диска, которые вызывают растяжение хвостовика лопатки и гребня, смятие рабочих граней хвостовика, изгиб и срез зубьев.
Рис. 9.19. Расчетная схема хвостовика елочного типа
Центробежную нагрузку на лопатку Рцл, аналогично вышеприведенному, определяют как сумму центробежной силы, действующей в корневом сечении Рцк, и силы масс хвостовика Рш: />цл=Рцк4-РцХ=оркРк + тхы2Рх, где mx, Rx—масса хвостовика и радиус его центра тяжести.
Нормальную нагрузку на i-й зубец хвостовика от действия центробежной силы лопатки Рцл можно вычислить, исходя из условия, что эта сила распределена между зубьями пропорционально площади контактирующих поверхностей:
Р Ь' (9.74) 2cosa
п
где bi— ширина хвостовика в расчетном сечении; Ь± = £ Ь,;
. /=1
п — число пар зубьев.
Напряжения растяжения в сечениях хвостовика лопатки и
262
гребня диска между зубьями находят по формулам:
— 1
где i— Hojuep расчетного сечения (г= 1, 2, 3); PKj; Prj — центробежные силы элементов хвостовика и гребня, заключенных между двумя соседними сечениями (для хвостовика лопатки в качестве нулевого сечения следует принимать корневое); lh bh aiy bt — размеры, определяющие площади расчетных сечений (см. рис. 9.19).
Максимальные напряжения растяжения в хвостовике лопатки обычно возникают в первой впадине (орх1) и достигают 200 МПа. В наиболее нагруженном основании гребня диска напряжения (оргз для трехзубого хвостовика) не превосходят 230 МПа. Указанные величины относятся к номинальным напряжениям. Действительные напряжения растяжения могут превышать номинальные в 2,5...3,5 раза за счет концентрации у основания зубьев.
Напряжения изгиба (номинальные) у основания зубьев хвостовика можно вычислить по соотношению
6Nficos(a—<р) 3PUJ,ecos(a—<р)
С^ИЗГ
(9-77)
b'fi2 b'^h2cosa
где е — плечо приложения силы 7V,cos(a — ср) (см. рис. 9.19). В существующих конструкциях лопаток газовых турбин оизг^
=<200 МПа.
Напряжения смятия по рабочим граням зубьев хвостовика, определяемые из выражения
У- _ рид см b\C 2fevCcosa’
достигают в лопатках турбин 230 МПа.
Напряжения среза зубьев рассчитывают по формуле
Л; cos (а — <р) Рцл cos (а — <р)
—---------------------------"
ср b\hc 2b'Jiccosa
(9.78)
(9.79)
263
Максимальные значения тср в выполненных конструкциях не превышают 120 МПа.
Во многих случаях работоспособность хвостовиков елочного типа лопаток газовых турбин определяется усталостным износом, интенсифицированным концентрацией напряжений и фреттинг-коррозией. Это приводит к необходимости проведения усталостных испытаний хвостовиков или их моделей с целью оценки запасов усталостной прочности.
Глава 10. СТАТИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ ДИСКОВ
Диски турбокомпрессоров относятся к одним из наиболее ответственных элементов, определяющих надежность ГТД. Разрушение дисков чрезвычайно опасно, так как разлетающиеся в момент разрушения обломки (фрагменты), обладая большой массой и скоростью, могут вызвать тяжелые вторичные повреждения элементов конструкции двигателя и воздушного судна, поэтому вопросы обеспечения прочности дисков имеют весьма важное значение.
10.1. АНАЛИЗ УСЛОВИЙ НАГРУЖЕНИЯ ДИСКОВ И ИХ СХЕМАТИЗАЦИЯ
Нагрузки, действующие на диски. Диски газовых турбин и осевых компрессоров нагружены следующими силами и моментами: центробежными силами собственной массы и масс рабочих лопаток; газодинамическими нагрузками от лопаток; силами давления газа на боковые поверхности; гироскопическими моментами, возникающими вследствие криволинейных эволюций воздушного судна и при деформациях вала. Кроме того, диски газовых турбин и последних ступеней компрессоров испытывают неравномерный нагрев по радиусу и толщине.
Центробежные силы собственной массы и масс рабочих лопаток вызывают растяжение диска в радиальном и окружном направлениях. Неравномерное распределение температуры по радиусу приводит к возникновению значительных температурных напряжений растяжения и сжатия в тех же направлениях. Растяжение и сжатие диска происходит также при напрессовке его на вал.
Кроме отмеченных напряжений в диске возникают напряжения кручения и изгиба. Напряжения кручения появляются при передаче диском крутящего момента от окружных газовых сил рабочих лопаток. Изгибные напряжения вызваны разностью сил давления газа на боковые поверхности диска, осевыми газовыми силами от лопаток, гироскопическими моментами и неравномерным распределением температуры по толщине.
264
Напряжения кручения обычно невелики, вследствие чего их в расчетах не учитывают. Изгибные напряжения зависят от толщины и могут быть значительными только для тонких дисков. К тому же изгиб диска газовыми силами обычно компенсируют моментами от центробежных сил за счет смещений центров масс рабочих лопаток и обода в сторону действия результирующего осевого усилия. По указанным причинам напряжения изгиба в диске, как правило, также невелики и их в расчетах не учитывают.
Таким образом, в качестве расчетных нагрузок принимают центробежные силы собственной массы диска и масс рабочих лопаток. При расчете диска учитывают неравномерное распределение температуры вдоль радиуса.
Расчетная схема диска приведена на рис. 10.1. В основу ее построения положены следующие предпосылки:
1) диск симметричен относительно срединной плоскости с плавным очертанием профиля. Профиль реального диска приводят к симметричному путем равномерного распределения масс отбрасываемых (несимметричных и резко выступающих) частей относительно радиальной оси;
2) температура изменяется только вдоль радиуса диска Т= = Т(г);
3) центробежные силы рабочих лопаток и замковой части обода диска равномерно распределены по наружной цилиндрической поверхности сплошной части обода на радиусе rk. Действие этих сил заменяют действием радиальных контурных напряжений сгк, величину которых для случая, когда, например, лопатки и
265
диск .изготовлены из материалов с одинаковой (или близкой) массовой плотностью, вычисляют по формуле:
°^==------’ (10Л)
где орк — напряжение растяжения от центробежных сил в кор-» невом сечении рабочей лопатки; FK — площадь корневого сечения лопатки; z — число лопаток в рабочем колесе; р — плотность материала лопаток и диска; fo6 — площадь радиального сечения замковой части обода; — радиус центра тяжести площади foci bk — толщина диска на радиусе rk.
Рассмотренной расчетной схеме соответствует осесимметричное плоское напряженное состояние, которое характеризуется действием радиальных ог и окружных о,, нормальных напряжений (см. рис. 10.1).
Расчетные режимы. В качестве расчетных режимов для диска целесообразно принимать взлетный стендовый режим, запуск и переход с малого газа на взлетный режим, выключение двигателя на земле и в полете.
На взлетном режиме действуют максимальные центробежные силы (так как (о=(птах) при наибольших температурах, снижающих прочность материала диска.
При запуске и последующем переходе двигателя с малого газа на взлетный режим, когда обод диска быстро нагревается, а центральная часть продолжает оставаться относительно холодной, возникает максимальная радиальная неравномерность температуры при скорости вращения ротора, близкой к максимальной. В этом случае наиболее нагруженной зоной диска является его центральная часть, в которой большие напряжения растяжения от центробежных сил суммируются с максимальными растягивающими температурными напряжениями.
При выключении двигателя на земле, и особенно в полете, обод диска охлаждается значительно быстрее центральной части. Возникает так называемый «обратный» перепад температуры, создающий в ободе растягивающие температурные напряжения. Эти напряжения суммируются с напряжениями растяжения от центробежных сил, которые в начальный момент выключения еще достаточно велики, так как под действием сил инерции и добегающего потока (при выключении в полете) ротор продолжает вращаться с большой угловой скоростью. Например, для выключения двигателя в полете можно считать, что максимальный «обратный» перепад температуры возникает при ы=(0,85... ...0,95) Wmax.
Температура дисков. Наиболее достоверные данные о температурном состоянии дисков получают экспериментальным путем, например, измерением температуры с помощью термопар. Ис
266
пользуют также различные расчетные методы определения температуры дисков [40], которые по бвоей сложности не уступают методам расчета температурных полей в лопатках.
Для приближенной оценки распределения температуры по радиусу диска обычно применяют квадратичную зависимость вида /г — г х2
(-—-), (10.2)
V* 'и )
где Тц — температура в центре или на краю центрального отверстия диска; г — текущий радиус диска; гц— радиус центрального отверстия (если диск не имеет центрального отверстия, то гц=0); Тк—температура диска на внешнем радиусе гк, которую можно оценить по формуле: Тк=ТЛК—АГ3, где /\Т3—перепад температуры между корневым сечением лопатки и ободом диска на радиусе гк (70... 110°С); ТЛК — температура лопатки в корневом сечении, определяемая в соответствии с п. 9.6 как Глк=7’ср — Атк, где Tcf— средняя температура лопатки, рассчитываемая для взлетного режима по соотношению (9.61); Атк—разность между средней температурой лопатки и температурой ее корневого сечения (100...200°C).
Температуру 7Ц на взлетном режиме можно принимать при неохлаждаемых лопатках равной 250...300 °C, а в случае охлаждаемых лопаток— 300...350 °C.
При выходе двигателя с режима малого газа на взлетный режим перепад температуры в диске на 100...120 °C больше, чем на установившемся взлетном режиме и достигает 450...500 °C [50]. Поэтому для рассматриваемого режима разгона двигателя температуру диска на ободе Тк можно считать на 20...30°С, а в центре (или на ступице) Тп на 120...150°С ниже, чем для взлетного режима.
Для режима выключения двигателя в полете температура обода диска Тк составляет 50... 100 °C, а величина Ти может быть принята на 30...50 °C выше, чем для равновесного режима.
10.2. УРАВНЕНИЯ НАПРЯЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ ДИСКА. ГРАНИЧНЫЕ УСЛОВИЯ
Уравнения напряженного состояния диска можно получить на основе уравнений равновесия, совместности деформаций и физических соотношений между напряжениями и деформациями.
Уравнение равновесия элемента диска, выделенного двумя радиальными плоскостями и концентрическими сечениями (см. рис. 10.1), предусматривает равенство нулю векторной суммы всех действующих на него сил.
На элемент действует центробежная сила dPu, величина которой равна dPu=dmw2r=Qa2br2drd(fi, где dm—масса элемента; q — плотность материала диска; b—толщина элемента на радиусе г.
267
Действие на элемент отброшенной части диска заменим усилиями от нормальных напряжений or, or-f-dor и о((, приложенных к граням элемента.
Сумма проекций всех сил на радиальную ось, проходящую через центр масс элемента, исходя из условия равновесия, должна быть равна нулю:
(or + (/or) (b-j-db) (r-j-dr)d(p — orbrd(p —
— 2ovsin(d(p/2)bdr=0. (10.3)
Пренебрегая в уравнении (10.3) бесконечно малыми величинами второго и третьего порядков и полагая sin(d(p/2)«d(p/2, с учетом выражения для центробежной силы dPu после преобразований получим уравнение:
+<за2г2Ь — о^=0, (10.4)
которое отражает тот факт, что выделенный из диска элемент после приложения всех сил находится в статическом равновесии.
Уравнение совместности деформаций является геометрическим условием наразрывности диска при его нагружении.
В результате действия центробежных сил и неравномерного распределения температуры перемещение нижней грани элемента составляет Л (см. рис. 10.1), а верхней — A-|-dA. Поэтому относительные деформации элемента в окружном и радиальном направлениях равны
„ (r-+-A)rf<f — rdt(.A d\ ~
Дифференцируя известное из первого соотношения (10.5) перемещение А=ефг и подставляя производную dA/dr=ev + + г (de^./dr) во второе равенство, получим уравнение совместности деформаций в виде
de,
= (Ю.6)
которое отражает условие сплошности (неразрывности) диска до и после деформации.
Физические уравнения, связывающие между собой напряжения и деформации, запишем, используя закон Гука для плоского напряженного состояния и учитывая температурные деформации ет = аГ
еФ=4г(°ч>— +аЛ ег=-|г(ог—ро,,)+аГ, (Ю.7)
где Е — модуль упругости материала диска; р — коэффициент Пуассона; а — коэффициент линейного расширения; Т — температура диска.
268
Подставляя равенства (10.7) в уравнение (10.6) и считая при этом величины Е, а переменными по радиусу в связи с их зависимостями от температуры, получим уравнение совместности деформации, выраженное в напряжениях:
r dET —|io,l
(1+ p) (<jr — Оф) + (о, — por) ——=r----------—-+
где обозначения £т, ат указывают на то, что эти величины зависят от температуры.
Из уравнения (10.8) следует, что в центре сплошного диска (г = 0) окружные и радиальные напряжения равны между собой (оф=ог). Это является следствием осевой симметрии напряженного состояния диска.
Уравнения (10.4) и (10.8) составляют систему дифференциальных уравнений напряженного состояния диска, решение которой относительно неизвестных напряжений и ог можно получить, зная граничные условия для этих напряжений.
Граничные условия для различных типов применяемых дисков имеют различный вид.
1. Для сплошного диска условия на границах следующие:
при г = 0 оф=ог=о0; при r = rk, or=ork. (10.9)
2. Для диска с центральным отверстием:
при г=ги <ТГ=О, оф=оф0 = о0; при г=гь o,=ork. (10.10)
3. Для диска, напрессованного на вал с посадочным напряжением опос:
при г = гц Щ=~ о„ос, оф=ОфО==°о; при r=rk, or = ork. (10.11)
10.3. ОБЩИЕ СВОЙСТВА НАПРЯЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ ДИСКА
Уравнение равновесия элемента диска (10.4) можно выразить относительно окружных напряжений:
2 2, 1 Й(°ЛГ> г 4—-—-j— ф 1 ь dr
(10.12)
Подставляя приведенное выражение для оф в уравнение совместности деформаций (10.8), после преобразований получим:
( , . Г dEr\ Г 2 2,1 If , ,
( 1 + р-p-g-jor = |Q0) г + -1 4-И
+<+) d(o -иаг) + ЕтГ—----Н г---j---.
1 dr 1 dr
Г
Е, dr ) +
(10.13)
269
Из уравнений (10.12) и (10.13) вытекают нижеследующие свойства напряженного состояния диска.
1. В равномерно нагретом вращающемся диске напряжения зависят только от центробежных сил.
При условиях r=const, ET=const, aT=const из формул (10.12) и (10.13) получаем:
2 2 офЦ=е« г
I P(Prufer) b dr
1 d(arvbr)
b dr
2 2 I огц=е« г -f
r_d(^ MPJ__ (Ю.14)
1 ц аг
В соответствии с полученными формулами, напряжения в
2 2
произвольном сечении диска зависят от величины qco г , харак-теризующей центробежную силу в этом сечении. Напряжения от центробежных сил положительны во всех сечениях диска.
2. Изменение толщины диска на всех радиусах в одинаковое число раз не оказывает влияния на величину напряжений от центробежных сил собственных масс, так как при любых b'=cb (где с — любое число) уравнения (10.14) не изменяются. Физически указанное свойство можно объяснить, например, тем, что повышение центробежных сил, обусловленное кратным увеличением толщины диска, компенсируется таким же повышением площадей сечений, воспринимающих эти силы.
3. В равномерно нагретом диске (7'=const, dT/dr=^) температурные напряжения отсутствуют (о?т=оГт=0), что вытекает из условия изотропности материала.
4. Равномерное повышение температуры во всех сечениях на одинаковую величину (Г/ = 7’+Го) не изменяет температурных напряжений, так как они зависят только от градиента температуры dT/dr. Это свойство является следствием предыдущего.
5. При линейном изменении температуры вдоль радиуса (dT/dr—const) температурные напряжения в сплошном диске также изменяются по линейному закону. Это утверждение (так же как и предыдущее) следует понимать в приближенном смысле: при условии, что модуль упругости и коэффициент линейного расширения постоянны.
6. Увеличение на всех радиусах диска температуры, модуля упругости и коэффициента линейного расширения в одинаковое число раз (Т'—сТ, Е’=сЕ, а' = са) приводит к повышению температурных напряжений во столько же раз.
7. Изменение толщины диска в одинаковое число раз на всех радиусах (b'=cb) не оказывает влияния на величину температурных напряжений. Физически это означает, что повышение внутренних термических сил, обусловленное кратным увеличением толщины диска, полностью компенсируется таким же увеличением площадей его сечений.
270
8. Окружные термические напряжения на ободе диска противоположны по знаку градиенту температуры. Это следует из формул (10.15) при orTft=0:
, d(oV7 — ро,,) г
dr
Физически отмеченное свойство можно объяснить тем, что, например, при -^->0 более нагретые внешние слои диска испытывают со стороны менее нагретых слоев центральной части препятствие температурному удлинению в окружном направлении и это приводит к их сжатию.
На рис. 10.2 в качестве примера приведены характерные для дисков газовых турбин распределения по радиусу температуры Т'(г) и напряжений ог, сч. Из приведенных зависимостей следует, что максимальные напряжения в диске с центральным отверстием (на краю отверстия) значительно выше напряжений в сплошном диске. С целью снижения этих напряжений в диске с отверстием применяют утолщенную ступицу.
Рис. 10.2. Характерные распределения напряжений в дисках газовых турбин: -------------сплошной диск; —- — диск с отверстием
10.4. МЕТОДИКА РАСЧЕТА НАПРЯЖЕНИЙ В ДИСКЕ ПРОИЗВОЛЬНОГО ПРОФИЛЯ
Точные решения дифференциальных уравнений напряженного состояния (10.4) и (10.8) могут быть получены только для некоторых простейших форм дисков (постоянной толщины, конического, гиперболического и др.). Для дисков произвольного профиля указанные уравнения необходимо решать приближенными методами.
271
Одним из широко распространенных приближенных методов является метод конечных разностей, позволяющий заменить дифференциальные уравнения системой алгебраических уравнений.
Представим уравнения (10.4) и (10.8) в следующем виде:
du= - ог(^+А)+ОфА_ (10.15)
, ( dr , dE\ , (dr db tlE,\
—r + £r j+ °' r И ь P £T )
-щ>Ю2Г2^--Е^(агТ). (10.16)
Проведем на расчетной схеме диска цилиндрические сечения (см. рис. 10.1) и заменим входящие в уравнения (10.15), (10.16) дифференциалы конечными разностями:
d^r^^\Gr огп ^г(п—1)» dG^^Zj^G^ —О’ Л
drx,/^r=rn — rn_i, dbx\b = bn~bn _i; I (10.17)
d£T^A£T=£„ —£„_ь d(aT£)«(a7')„ —(a£)„-i, J
где n — номер цилиндрического сечения расчетной схемы диска. (Сечения нумеруются от нуля до k в направлении от центра к ободу).
Подставляя конечные разности (10.17) в уравнения (10.15), (10.16) и приписывая при этом величинам 6Г, 6^, b, г, Е„ ат индекс (н—1), т. е. принимая их значения на внутреннем радиусе кольцевых элементов, после преобразований получим следующие формулы для последовательного расчета напряжений в сечениях диска:
°т—+ °фГ1=С„о0 + £„; (10.18)
Ап=Ап-1Рл+ Cn—i'Yn>B„=B„~lf}„-|- (Dn -1 — Фп)Т/4 )
Сп—С„_16„+Л„„1Х„;£„=£„_16„-£В„_1Х„ — |гф„у„ — 9„; J
Р»=3—-------г—; уп=----1; фп=ею G-i;
'л-1 О„_|
б»='+г—-^--лп=~—1-4-Л-+-г2—(ю.2°) Cn-\ Гп—1 \ ип-1 Сп~1 /
e„=£n_1[(a7')-(a7’)„_ij.
Формулы (10.18) — (10.20) выражают напряжения в п-м сечении диска через напряжения в нулевом сечении о0, величину которых можно найти по известным радиальным контурным напряжениям щ*:
a(1=J-(OrA-BJ. (10.21)
212
Соотношение (10.21) получено из первого уравнения (10.18), записанного для &-го сечения диска в соответствии с граничными условиями (10.9) — (10.1 Г).
Необходимые для расчета напряжений величины коэффициентов уравнений (10.18) в нулевом сечении Ло, Во, Со, Do находим также по соответствующим граничным условиям.
1. Сплошной диск. Первую часть граничных условий (10.9) можно записать в виде oro=oq,o=0o> а Уравнения (10.18) преобразовать для центра диска в следующие равенства: <у0=Д0о0-|-
<To=C0<i0-(-D0, из которых находим
До=1; Во=О; C0=l; D0=0. (10.22)
2. Свободный диск с центральным отверстием. Из граничных условий (10.10) следует щ0—0, 0^0=00. Уравнения (10.18) имеют вид 0=Л0о0-ф В0) o0 = C0(Tu4-D0. Значит коэффициенты в нулевом сечении (на краю отверстия) равны:
Ло=О; Во—0; Со=1; Do=O. (10.23)
3. Диск напрессован на вал с посадочным напряжением о,|О(. Граничные условия (10.11) записываем в виде ог0——опос, ачЛ== =о0. Уравнения (10.18) приводим к соотношениям—оПос=^о°о+ 4-В0; <уй=Со0о + £)о> из которых получаем
Л0~0; Во==—-onoc; Со= 1; £>0=0. (10.24)
Порядок расчета напряжений в диске произвольного профиля.
I. На расчетной схеме диска проводят цилиндрические сечения с учетом следующих рекомендаций:
а) при расчете на ЭВМ число сечений должно быть не менее двадцати, а при ручном счете — не менее десяти;
б) в сплошном диске нулевое сечение проводят вблизи центра на расстоянии (0,05...0.1) г, так как при г0=0 в соотношениях (10.18) — (10.20) появляются неопределенности, которые численным путем раскрыть нельзя;
в) для диска с центральным отверстием нулевое сечение принимают на радиусе отверстия гц, первые 2...3 сечения проводят так, чтобы отношение гп/гп_х не превышало 1,05...1,1, а во всех остальных сечениях это отношение не должно превышать 1,2... -1,4;
г) для обоих типов дисков отношение bn/bn^ во всех сечениях не должно быть больше 1,2 и меньше 0,8.
2. По формуле (10.2) для принятого типа диска вычисляют температуру Тп во всех сечениях расчетной схемы.
№.г .лвк 81
. 273
3. Используя справочные данные [68, 69] (рис. 10.3), для выбранного материала диска определяют значения модуля упругости Еп и коэффициента линейного расширения ап, соответствующие температуре Тп.
Рис. 10.3. Зависимости модуля упругости (сплошные линии) и коэффициента линейного расширения (штриховые линии) дисковых материалов от температуры:
О сталь 37X12Н8Т8МФБ (ЭИ481); . - сталь 10Х11Н20ТЗР (ЭИ696); А —сплав ХН77ТЮР (ЭИ437Б); V — сплав ХН73МБТЮ (ЭИ698); X — сплав ВТ8
4. Во всех сечениях, начиная с первого, по формулам (10.20) вычисляют вспомогательные величины р„, уп, ф„,6п, 0„, завися-
щие от геометрии расчетной схемы диска, его материала, угловой скорости вращения ротора со и распределения температуры. При расчете следует принимать р,=0,3, а плотность материала выбирать, из нижеследующей табл. 10.1.
Таблица 10.1
Плотность Дисковые материалы Лопаточные материалы
ВТ8 37Х12Н-8Г8МФБ 10X11- Н2ОТЗР КН77ТЮР ХН73-МБТЮ ЖС6К ЖС6КП ЖС6У ХН70-МВТЮБ ХН55-ВМТКЮ
кг/м3 4470 7850 7900 8200 8320 8100 8250 8400 8500 8400
5. Для принятого типа диска по соотношениям (10.22) — (10.24) определяют коэффициенты Ло, Во, Со, Do в нулевом сечении.
6. Последовательным расчетом по формулам (10.19) для каждого сечения диска, начиная с первого, определяют величины коэффициентов Ап, Вп, Сп, Dn.
7. С помощью вычисленного по соотношению (10.1) значения радиальных контурных напряжений агк и известных величин
274
коэффициентов Ak, Вк из формулы (10.21) находят напряжения в нулевом сечении о0-
8. Для всех сечений диска, начиная с первого, рассчитывают напряжения огп и о,,,, по формулам (10.18).
Ручной счет напряжений по вышеизложенной методике целесообразно вести в табличной форме. По данным расчета необходимо построить графики распределений величин ог и о вдоль радиуса диска.
10.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ В ДИСКЕ С УЧЕТОМ НЕУПРУГИХ ДЕФОРМАЦИЙ
Неупругие деформации возникают в условиях упругопластического деформирования диска и при ползучести. Они приводят к существенному перераспределению напряжений, в связи с чем их необходимо учитывать при расчете.
Напряжения в упругопластической области деформирования определяют, как правило, с помощью метода переменных параметров упругости, изложенного в разд. 9.5 (схема расчета напряжений по этому методу приведена на рис. 9.12, а).
Переход от упругой в упругопластическую область деформирования для плоского напряженного состояния диска определяют по энергетическому критерию пластичности [23], в качестве которого используют интенсивность напряжений:
о,=V Ог + — oro^. (10.25)
Возникновение пластических деформаций фиксируют в том случае, когда в каких-либо сечениях диска величина о„ вычисленная по данным упругого расчета, превышает предел пропорциональности материала опц при соответствующей температуре. Для таких сечений находят модули пластичности Е?„ по методике, изложенной в разд. 9.5, и вновь повторяют расчет до совпадения (в пределах заданной точности) расчетных значений интенсивности напряжений (10.25) с напряжениями по диаграмме деформирования материала о,*.
Для удобства реализации метода переменных параметров упругости на ЭВМ представим в аналитической форме семейство диаграмм растяжения одного из широко применяемых дисковых материалов — сплава ХН77ТЮР (ЭИ437Б). Диаграммы растяжения этого сплава приведены на рис. 10.4, а. Рассчитанная по ним зависимость функции Ильюшина w от разности деформаций (е— бПц) (см. рис. 10.4, б) может быть описана следующим уравнением:
w = 1,859 — 26,61 (е — епц) + 293,9 (е - Епц)2 -
(10.26)
18!
275
где деформацию, соответствующую пределу пропорциональности, епц=опц/£т можно найти с помощью соотношений
опц=533,7 — 0,050937'; £т= 197800 —70,527, (10.27)
которые получены в результате математической обработки экспериментальных зависимостей предела пропорциональности о|ы, и модуля упругости £т сплава ХН77ТЮР (ЭИ437Б) от температуры.
а
Рис. 10.4. Диаграммы растяжения сплава ХН77ТЮР (а) и зависимость функции Ильюшина для них от разности деформаций (б)
Функции (10.26) и (10.27) совместно с уравнением типа (9.56): <г=£те(1—w), обеспечивают аналитическое описание диаграмм растяжения сплава ХН77ТЮР (ЭИ437Б), приведенных на рис. 10.4, а. Использование такой формы представления указанных диаграмм существенно упрощает расчет упругопластических напряжений и деформаций в дисках на ЭВМ.
Как было отмечено выше, пластические деформации приводят к перераспределению напряжений в диске, вызывая выравнивание напряжений щ и о,., вдоль радиуса. Степень перераспределения напряжений зависит от величин пластических деформаций, определяемых, в свою очередь, уровнями действующих нагрузок. В предельном случае, когда окружные напряжения достигают предела прочности материала (в момент разрыва диска), пластические деформации могут полностью выравнять их вдоль радиуса.
. Напряжения в дисках при ползучести также определяют с помощью метода переменных параметров упругости. Для этого используют так называемые изохронные кривые деформирования при ползучести, схема определения которых приведена на рис. 10.5.
Обычные диаграммы ползучести материалов (см. рис. 10.5, а) строят в виде зависимостей е —f(Z), где е — деформация ползучести; t — время достижения этой деформации под действием фиксированных напряжений о, при заданной температуре Т.
276
Если задать некоторое расчетное время fp, при котором необходимо оценить напряжения в диске с учетом накопленных деформаций ползучести, то для этого времени по диаграммам ползучести можно построить зависимость o=f(f) (см. рис. 10.5, б), подобную обычной кривой деформирования материала. Построенную таким образом изохронную кривую деформирования можно использовать в схеме вышеописанного метода переменных параметров упругости для определения модулей ползучести по расчетным значениям интенсивности напряжений (10.25) и напряжениям о1Д из кривой деформирования.
Рис. 10.5. Диаграммы ползучести материала (а) и изохронная кривая деформирования при ползучести (6)
Деформации ползучести так же, как и пластические деформации, приводят к выравниванию напряжений в диске. Отличие в их действии состоит в том, что пластические деформации появляются практически мгновенно вслед за нагрузкой (склерономный процесс), а деформации ползучести медленно развиваются во времени (реономный процесс).
10.6. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА НАПРЯЖЕНИЙ В БАРАБАННО-ДИСКОВЫХ КОНСТРУКЦИЯХ
В рассматриваемых конструкциях напряжения определяют как в дисках, так и в барабанных участках роторов.
Наиболее благоприятным (в смысле прочности на разрыв) расположением барабанных участков можно считать такое, при котором они не нагружают диски, т. е. являются свободнонесу-щими элементами конструкции ротора. Для выполнения этого условия радиус расположения стенки барабана г6 (рис. 10.6) необходимо выбрать так, чтобы радиальные перемещения диска и барабанного участка в месте его заделки (на радиусе гб) были одинаковыми (Дд=Дб).
277
Перемещения Лд и Л6 находим из первых равенств (10.5), (10.7):
Ал=''б'чд=-£- (Чд — НОгл) + гба Тл; Аб=г6еф6=-^- (оф6 — рог6) + + г6а76. (10.28)
Если имеются аналитические зависимости напряжений в диске офД, огд и стенке барабана оф6, ог6 от радиуса заделки г6, то, приравнивая правые части соотношений (10.28), можно найти величину гб, обеспечивающую радиальную несвязанность диска и барабанного участка. Однако, как было отмечено выше, аналитические решения уравнений напряженного состояния можно получить только для простейших форм дисков. Поэтому будем считать напряжения офД и огд величинами, наперед заданными формой диска, а напряжения в свободном барабанном участке определим, рассматривая его как тонкостенный цилиндр (см. рис. 10.6).
Рис. 10.6. Расчетная схема барабанно-дискового ротора
Принимая окружные напряжения о((б постоянными по толщине стенки барабана 6 (ввиду ее малости) и пренебрегая величиной радиальных напряжений (ог6=0), составим следующее уравнение равновесия элемента барабана:
—2o9fi6/6sin(dq)/2)=Q(D2rg6/6dq) —о,(6б/6^ф = 0, (10.29) из которого находим
офб=0«2''б- (10.30)
По принятому условию Дд=Д6 из соотношений (10.28) и (10.30) при ог6=0, Тл=Тб получаем
гб=~'\/ НЮ- (10.31)
278
Величины г6, офД и огд взаимосвязаны. Поэтому уравнение (10.31) нужно решать последовательными приближениями, задавая ряд значений гб и снимая с графиков распределения напряжений по радиусу диска соответствующие величины офд и огд. Для дисков постоянной толщины при отсутствии лопаток радиус свободнонесущей стенки барабана составляет гб^0,5гц. Примерно такое же соотношение характерно и для реальных (более жестких) дисков с лопатками.
В существующих конструкциях барабанно-дисковых роторов для повышения их изгибной жесткости барабанные участки располагают на радиусах, близких к внешнему радиусу дисков гк. При этом условие радиальной несвязанности (10.31) не выполняется и барабанные участки дополнительно нагружают диски центробежными силами, испытывая изгиб и срез в местах заделки (см. рис. 10.6).
При подробном расчете напряжений в местах заделки стенки барабана величины изгибающих моментов М и перерезывающих сил Q находят методами теории тонкостенных оболочек. В выполненных конструкциях роторов окружные напряжения в местах заделки барабанных участков с учетом их изгиба составляют (0,5...0,8) о^б, где ovfi — напряжения, определяемые по формуле (10.30).
10.7. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА НАПРЯЖЕНИЙ В РАБОЧИХ КОЛЕСАХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ
И РАДИАЛЬНЫХ ТУРБИН
Лопатки радиальных колес турбомашин нагружают диск центробежными силами собственной массы и частично их воспринимают. При инженерных расчетах напряжений в дисках таких колес учитывают только нагружающую способность лопаток, применяя метод присоединенных масс, согласно которому действие лопаток на диск заменяют действием осесимметрично, распределенных по боковой поверхности диска их центробежных сил. Влияние центробежных сил присоединенных масс лопаток учитывают условным увеличением плотности материала диска в каждом его сечении, вводя понятие приведенной плотности. Как следует из вышеизложенного, такой подход будет обеспечивать завышение расчетных напряжений, т. е. дополнительный запас прочности диска.
Присоединенная масса лопаток двухсторонней крыльчатки для кольца толщиной dr (рис. 10.7) равна Zqf^zdr, где {л — площадь сечения одной лопатки на радиусе г; р — плотность материала колеса; z—число лопаток на одной стороне колеса. Масса несущего диска для выделенного кольца составляет вели
279
чину Q^nrbdr, а суммарная масса кольца может быть выражена соотношениями
Q2nrbdr-{-2QfJlzdr=( 1 + Q2nrbdr=Q*2nrbdr, (10.32)
где b — толщина диска; q*— приведенная плотность колеса на радиусе г, которую следует вычислять по формуле
с"-»(|+м <'0.33)
Используя вместо фактической приведенную плотность (10.33), расчет напряжений в диске можно выполнять по методике, описанной в разд. 10.4. При этом необходимо принимать фактические значения толщины диска.
На рис. 10.7 в качестве примера приведено распределение окружных и радиальных напряжений в диске двухсторонней крыльчатки центробежного компрессора.
Рис. 10.7. Расчетная схема и напряжения в диске рабочего колеса центробежного компрессора
В крыльчатках с односторонним входом воздуха центробежные силы вызывают не только растяжение, но и изгиб диска. Однако напряжения изгиба, как правило, невелики и их можно не учитывать, выполняя расчет по вышеприведенной методике. При определении приведенной плотности односторонней крыльчатки число лопаток z в формуле (10.33) необходимо уменьшить в 2 раза по сравнению с фактическим числом.
В существующих конструкциях центробежных компрессоров максимальные напряжения в дисках рабочих колес, выполненных из алюминиевых сплавов, достигают 250...280 МПа.
280
10.8. КРИТЕРИИ И ЗАПАСЫ ПРОЧНОСТИ ДИСКОВ
Выбор критериев напряженного состояния. В связи с тем, что в дисках имеет место плоское напряженное состояние, а предельные напряжения дисковых материалов получают, как правило, в условиях одноосного растяжения образцов, при оценке запасов прочности дисков необходимо использовать соответствующие теории прочности, позволяющие с достаточной точностью свести плоское напряженное состояние к эквивалентному одноосному.
Одной из наиболее распространенных теорий прочности является теория наибольшей энергии формоизменения, в соответствии с которой совместное действие радиальных и окружных напряжений можно заменить эквивалентным растягивающим напряжением, равным интенсивности напряжений о,:
оэ — о, = V а,2 + о^ — oroQ!. (10.34)
Условие (10.34) следует применять для центральной (ступичной) части дисков, где напряжения ог и аф имеют одинаковый знак. В ободной части дисков при «прямом» перепаде температуры вдоль радиуса окружные напряжения отрицательны, вследствие чего эквивалентное напряжение для нее целесообразно определять в соответствии с теорией прочности Мора [23]:
оэ=ог — Хе,,, (10.35)
где А — коэффициент, учитывающий различие в сопротивлении материалов растяжению и сжатию. Он представляет собой отношение предельных напряжений при растяжении и сжатии и в предварительных расчетах может быть принят равным А=0,5.
Определение коэффициентов запаса прочности дисков. Прочность дисков обычно оценивают величинами коэффициентов запаса длительной прочности К’ и запаса по разрушающей частоте вращения Kh.
Коэффициент запаса длительной прочности вычисляют по формуле, аналогичной соотношению (9.62):
/С=о;/оэ. (Ю.36)
Необходимые для этой формулы величины пределов длительной прочности дисковых материалов о* можно определить по зависимостям, приведенным на рис. 10.8.
Коэффициенты запаса длительной прочности изменяются вдоль радиуса диска в связи с изменением эквивалентных напряжений оэ и температуры Т, от которой зависят предельные напряжения oj. Поэтому при оценке прочности диска необходимо по данным вычислений величин /С в нескольких сечениях постро
281
ить зависимость (г), из которой найти минимальный коэффициент запаса прочности и соответствующее ему опасное сечение.
Для учета повторности нагружения дисков следует минимальный коэффициент запаса длительной прочности умножить на величину аналогично тому, как это выполнено в соотношении (9.63).
Многорежимность нагружения дисков можно учесть, определяя приведенный коэффициент запаса прочности по формуле (9.64).
Диск считают работоспособным в пределах проверяемого ресурса, если минимальный коэффициент запаса длительной прочности составляет 1,3... 1,5. Ресурс двигателя по критерию длительной прочности диска можно приближенно оценить с помощью соотношения (9.65).
Рис. 10.8. Зависимости пределов длительной прочности дисковых материалов от температуры:
: aioo (^) ’ °нюо (^)
При проектировочных расчетах прочности дисков, работающих в условиях высоких температур, оценивают величину запаса по температуре Кт=Тпгел—Трасч, где Тпрев — предельная температура в опасном сечении диска, при которой произойдет разрушение материала под действием напряжений <тэ за время т; Трасч— расчетная температура в том же сечении. Коэффициент Л", обычно составляет 70...120 °C [23].
Коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения определяют из соотношения
Кь ^пред/^расч» (10.37 )
где ппред — частота вращения ротора, приводящая к разрушению диска при заданной температуре; прасч — расчетная частота вращения.
282
Наиболее простой способ определения предельной частоты вращения цпред основан на теории предельного равновесия [23]. Согласно этой теории предполагают, что при повышении частоты вращения до мпред происходит полное выравнивание напряжений вдоль радиуса за счет их перераспределения под влиянием пластических деформаций, а в момент разрушения диска окружные напряжения о(| достигают предела кратковременной прочности материала 0% при соответствующих температуре Т и времени до разрушения т. Таким образом, во всех сечениях диска принимают оф=о*.
Интегрируя уравнение равновесия (10.4) с учетом вышеуказанных предположений, находим
«npeA=«pac4V 2 (10-38)
rk
где Ja—b(r)r2dr — момент инерции половины поперечного сече-гц
rk
ния диска относительно оси вращения; Р,,=^ oj,(r)b(r)rfr; гц — ' ц
радиус центрального отверстия (при его отсутствии гц=0).
Запас по разрушающей частоте вращения считают достаточным при Кь—1,4... 1,6.
Нормирование неупругих деформаций в дисках. Необратимые процессы пластичности и ползучести приводят к возникновению значительных остаточных деформаций в дисках, что может вызвать недопустимое изменение зазоров в лабиринтных уплотнениях, уменьшение плотности посадок, задевание рабочих лопаток за корпус и т. п. Для предотвращения отмеченных нежелательных явлений накопленную в течение ресурса двигателя относительную неупругую деформацию на внешнем диаметре диска ограничивают величинами (0,6...1,0) 10-3 [23].
Известно, что пластические деформации упрочняют материал. Они не появляются при повторном нагружении, если нагрузки не превышают первоначально приложенных. Это используют на практике, применяя технологическую операцию предварительной раскрутки диска — автофретирование, в результате которой в диске создают пластические деформации, примерно соответствующие нагрузкам и температуре максимального эксплуатационного режима. Затем диск подвергают окончательной механической обработке в местах его сопряжения с другими элементами ротора и корпуса (в местах посадок и регламентированных зазоров). После автофретирования остаточные деформации накапливаются в процессе длительной работы значительно медленнее и к
283
моменту исчерпания ресурса обычно не превышают нормированных величин.
Проверка дисков на малоцикловую усталость. Изменение напряжений в диске на нестационарных режимах полетного цикла и в результате многократного повторения этих циклов сопровождается знакопеременным пластическим деформированием материала, которое может вызвать появление трещин малоцикловой усталости. Строго говоря, для дисков, так же, как и для лопаток, этот процесс следовало бы называть термической усталостью. Однако в связи с незначительным изменением температуры дисков в пределах полетного цикла нагружения, ее влиянием на процессы разупрочнения материалов обычно пренебрегают, рассматривая накопление повреждений при циклическом неупругом деформировании в изотермических условиях, т. е. при малоцикловой усталости.
Число полетных циклов до появления в материале диска трещины малоцикловой усталости можно определить по уравнению типа (9.66):
/£.А=а1Л’а2ЛДсг,-; (10.39)
где До,— размах вычисляемой по формуле (10.34) интенсивности напряжений в опасном сечении диска за полетный цикл нагружения (До, = о,тах — а,т!л); alN, aiN — коэффициенты, зависящие от материала, температуры и формы цикла нагружения. Например, для сплава ХН73,МБТЮ (ЭИ698), испытанного на малоцикловую усталость при Т = 20 °C по пульсирующему (отну-нулевому) циклу нагружения, эти коэффициенты равны а1Л=5,6; а2л = — 2,18-КТ '3. Для титанового сплава ВТ8 [23] при тех же условиях — а1Л=11; а2Л = — 0.01.
Коэффициент запаса малоцикловой усталости дисков при ресурсе двигателя тр следует определять по формуле (9.68). Величина этого коэффициента должна быть в пределах 5...12 [23].
Глава 11. СТАТИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ РОТОРОВ И КОРПУСОВ ГТД
Как известно, роторы и корпусы ГТД состоят из большого числа элементов, определенным образом соединенных между собой. Отдельные элементы роторов и корпусов и их соединения испытывают силовые и тепловые воздействия высокой интенсивности. оказывающие отрицательное влияние на прочность материалов. Наиболее нагруженными являются валы турбин, шлицевые и штифтовые соединения, стяжные элементы роторов и оболочки корпусов.
284
11.1. ПРОЧНОСТЬ ВАЛОВ ТУРБИН
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. Внешние нагрузки, передаваемые на ротор от элементов конструкции воздушного судна при его эволюциях, приводят к появлению сил инерции (осевых и поперечных) и гироскопических моментов.
Определение действующих нагрузок
Величины нагрузок в расчетных сечениях и напряженное состояние вала существенно зависят от его расчетной схемы.
Расчетные схемы валов составляют в соответствии с типом конструкции роторов турбины и компрессора, числом дисков и их расположением относительно опор.
Наиболее типичные расчетные схемы консольного и двухопорного роторов турбины приведены на рис. 11.1. Расчетная схема двухопорного ротора двигателя будет качественно такой же, как и схема, приведенная на рис. 11.1, 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 или 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. 11.1), а шариковые подшипники (или узел соединения вала турбины с валом компрессора) считают шарнирно-неподвижными опорами (опоры А на рис. 11.1).
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
-Ут _ зо £т£г (1) л п 1
MKf
(11.1)
где NT — мощность турбины, Вт; о — угловая скорость вращения ротора,-рад/с; LT — удельная работа расширения газа в турбине,
285
Дж/кг; Gr — расход газа через турбину, кг/с; и — частота вращения ротора, об/мин.
Из формулы (11.1) видно, что в качестве расчетного режима при определении крутящего момента можно принимать режим максимального расхода воздуха через двигатель.
Эпюры крутящих моментов приведены в нижней части
Рис. 11.1. Расчетные схемы однодискового консольного (а) и двухдискового двухопорного (б) роторов турбин
Осевая сила, передаваемая на вал от одного рабочего колеса турбины, с достаточной точностью может быть вычислена по формуле [50]:
Рх=л£)ср/гп(р, — р2) + Gr(С1а — С2а) + л (R2k — Гн) (Рп — Рз) ±Рх/,
(П-2)
где £>ср— средний диаметр проточной части рабочего колеса; h„—высота рабочих лопаток; pt, р2—давления газа перед и за рабочими лопатками; С>а, С2а— осевые скорости газа на входе и выходе из рабочего колеса Rk— радиус корневого сечения рабочих лопаток; гн — наружный радиус вала; рп, р3—
286
давления газа на переднюю и заднюю стенки диска; Pxj — осевая сила инерции масс ротора, возникающая при разбеге и торможении самолета (положительное направление для этой силы совпадает с направлением потока газа).
Величину силы удобно определять как произведение силы тяжести (веса) ротора Р,„ и коэффициента эксплуатационной перегрузки К,'- Р^-РтК,, где коэффициент К,- для разбега самолета можно принимать равным 2, а для торможения — 3. Сила тяжести ротора может быть определена по известным соот-п
ношениям: Pm=mpg=g^ у;Ц, где тр— масса ротора; g — ускорение силы тяжести (g=9,81 м/с); у,— плотность /го элемента ротора; V, — его объем.
В качестве расчетного режима при определении осевой силы целесообразно принимать взлетный режим при разбеге самолета, когда сила Prj положительна.
Эпюры осевых сил для расчетных схем роторов, приведенных на рис. 11.1, будут такими же, как и эпюры крутящих моментов.
Поперечная сила, прикладываемая к сосредоточенным массам ротора, равна сумме сил:
Pr=Pm + PrK + Pri, (И.З)
где Рт — сила тяжести ротора; Рг„ — радиальная сила инерции неуравновешенных масс ротора (вращающаяся радиальная нагрузка); РГ1 — центробежная сила инерции, возникающая при криволинейных эволюциях воздушного судна в вертикальной плоскости (при эволюциях в горизонтальной плоскости эту силу необходимо суммировать с остальными геометрически, по соотношению Рг—Л/ (Рт + ^гв) +^г/- Величину силы Рг/ можно определить через коэффициент эксплуатационной перегрузки K{Pri~ —РтК), который для расчетного режима выхода самолета из крутого планирования следует принимать равным Лу=3...4.
Неуравновешенность ротора характеризуют величиной статического дисбаланса (mfi-r), представляющего собой произведение несбалансированной массы и радиуса ее расположения. Для современных роторов (щ6 • г) = 10...50 г • см. При известной величине (m6-r) радиальную силу инерции неуравновешенных масс ротора определяют по соотношению Р,„= (mf>r)<o210~'5(H). Для хорошо сбалансированных роторов, в которых (т6г)< 10 г-см, величина силы РГ11 невелика и в расчете ею можно пренебречь.
Изгибающие моменты М.ир (см. рис. 11.1) от силы Рг можно найти методами сопротивления материалов, определив усилия реакции в опорах ротора заданной расчетной схемы. В част
287
ности, для консольного ротора турбины (см. рис. 11.1, а) усилия реакции в опорах от действия силы Рг равны R.AP—(Pr-a)/l\ Рвр=Рг(1+а/1), а для двухопорного двухдискового ротора (см. рис. 11.1, б)—Рар= (Pr,at -$-Pr2a2)/l; Rbp= = Pri(\—ajl)-\-Pr2(\—a2/l). Максимальный изгибающий момент в первой расчетной схеме возникает на опоре В и имеет значение (Мир)тах=Рга. Для второй расчетной схемы изгибающие моменты в центрах масс первого и второго дисков соответственно равны: (Мир) t=RBPap, (Muf,)2=RBPa2.
Гироскопический момент создают радиальные кориолисовы силы инерции масс ротора, возникающие под действием внешних сил при криволинейных эволюциях воздушного судна. Величина гироскопического момента Л1Г пропорциональна массовому полярному моменту инерции ротора 7 угловой скорости его вращения и и угловой скорости поворота воздушного судна при эволюциях Q:
Mr=/p(oQ. (Ц.4)
Момент Л1Г действует в совмещенной плоскости векторов со и Q в направлении поворота первого вектора ко второму по кратчайшему пути.
Массовый полярный момент инерции ротора /р является мерой его инертности во вращательном движении и определяется
известными соотношениями Jp= \r2dm= \Qr2dV, где Vp — г
объем, занимаемый конструкцией ротора. Достаточно простая методика приближенного расчета величины, /р для рабочего колеса приведена в учебнике [43], которая предусматривает расчленение колеса на ряд элементов простейших геометрических форм и последующее суммирование моментов инерции, определяемых для этих элементов по точным расчетным формулам. В прикидочных расчетах массовый полярный момент инерции ротора можно оценить по эмпирической формуле Jp=kpzD4H- 107, где kp — эмпирический коэффициент (для компрессора kp= = 0,25...0,35; для турбины /гр=0,95... 1,05); z— число ступеней компрессора или турбины; D„— наружный диаметр ротора, см.
Необходимую для расчета гироскопического момента угловую скорость эволюции воздушного судна Q определяют по формуле Q= (gKj)/Vn, где Ип — скорость полета; К,— коэффициент эксплуатационной перегрузки при эволюции, который для расчетного режима выхода самолета из крутого планирования следует принимать равным Л, = 3...4.
Эпюры изгибающих моментов Миг от гироскопического момента Мг приведены на рис. 11.1. Необходимые для их построе
288
ния усилия реакции в опорах равны рлг=рвг==Л1г// (см. рис. 11.1,а) и /?аг==^вг= (Л4г1 + Мг2)// (см. рис. 11.1, б).
Суммарный изгибающий момент. В режиме выхода самолета из крутого планирования 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:
М^=Ум2Р + М2г. (11.5)
При эволюциях воздушного судна в горизонтальной плоскости векторы моментов МиГ и МиР совпадают по направлению, поэтому M^=MIlP4-M„r.
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).
Напряжения кручения определяют по формуле
Л4 16Л1КС
(11 -6)
где 1Гкр — момент сопротивления кручению, м3; dH, dB„ — наружный и внутренний диаметры вала в расчетном сечении.
Напряжения изгиба вычисляют по соотношению Мл 32Ми,
(117>
где Wu— WKf/2— момент сопротивления изгибу.
Напряжения растяжения (сжатия) вала в осевом направлении равны
4/\
а'=^=«4[1-_(Ф™/<*н)21' (11
где FB — площадь расчетного сечения вала.
Для высокоскоростных валов большого диаметра, которые применяют 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 будем определять по формуле, аналогичной соотношению (10.31):
Очщ=е«|2Гв, (Н-9)
где гв—(^и + г/вн)/4 — средний радиус стенки вала.
19 Зак. 4527
289
Суммарные нормальные напряжения, действующие вдоль оси вала, равны ох2=ох+ои. Так же, как и напряжения изгиба ои, они достигают своего максимального значения на наружной поверхности вала.
Оценка прочности валов
В качестве критерия сложного напряженного состояния вала используют эквивалентное напряжение, определяемое по теории наибольших касательных напряжений [33]:
=VT^+o,J2 + 4< (11.10)
Напряжение оэ эквивалентно по характеру действия одноосному растягивающему напряжению.
Статическую прочность вала оценивают по величине коэффициента запаса прочности
^о,2— Одг/Оэ, (11-11)
где о0 2 — предел текучести материала при растяжении. Величины о02 для наиболее распространенных материалов валов турбин 18ХНВА и 40ХНМА можно принимать соответственно равными 800 и 850 МПа (при температуре 200 °C).
Прочность вала по пределу текучести можно считать достаточной при Ло.2= 1,5---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.
11.2. ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ СОЕДИНЕНИЙ РОТОРОВ И КОРПУСОВ
Отдельные элементы роторов и корпусов ГТД соединяют между собой с помощью штифтовых, шлицевых, фланцевых резьбовых соединений, а также сваркой, осевыми стяжными болтами, шпильками и штангами.
При оценке прочности указанных соединений в качестве расчетных режимов используют режимы с максимальными крутящими, изгибающими моментами и осевыми силами.
Расчет осевой стяжки элементов конструкции роторов
Рассмотрим в качестве примера расчет широко применяемого в ГТД соединения дисков роторов с помощью центрального стяжного болта. Цель расчета такого соединения состоит в опре
290
делении потребного усилия затяжки болта и максимальных напряжений, действующих в болте и стыках дисков в рабочих условиях. Усилие предварительной затяжки болта должно быть достаточным для того, чтобы не происходило раскрытие стыков при самых неблагоприятных условиях работы. Вместе с этим напряжения, действующие в элементах соединения, не должны превышать допустимых значений.
Сила затяжки болта Р3 (рис. 11.2, а) вызывает его удлинение на величину Д/63. Эта же сила действует на стягиваемые детали ротора, сжимая их на величину Д/дз. Суммарная деформация элементов ротора при затяжке равна Д/рз=Д/63-|- Д/дз. Определяя величины Д/63 и Д/дз по закону Гука при условии /Об«/Од~ «/р, получим
Д^рз Р з^б + ^д),
(11.12)
где Х6 и Хд — упругие податливости болта и стягиваемых деталей ротора, определяемые по соотношениям X6==/P/(E6-Fe), Хд= = /р/(£д-Гд); Е6, Ел—модули упругости материала болта и дисков; F6, Fa — площади сечений этих элементов ротора.
Рис. 11.2. Расчетные схемы осевой стяжки дисков ротора при сборке (а) и в рабочих условиях (б)
Отметим, что податливость какого-либо элемента ротора характеризует его удлинение или сжатие, вызванное единичной силой. В связи с большой сложностью конструктивных форм составных частей ротора величины и Хд для точных расчетов обычно определяют экспериментальным путем.
В рабочем состоянии со стороны болта на ротор действует сила (см. рис. 11.2, б), включающая усилие затяжки и другие
29'1
19*
нагрузки, а со стороны стягиваемых дисков на болт передается рабочее осевое усилие Рур, раскрывающее стык. При этом на стыке дисков в некотором сечении остается усилие стыка Р„, определяемое очевидным равенством:
Р^Р6~Рхр- (11-13)
Суммарную деформацию ротора в рабочем состоянии можно найти (с учетом последнего равенства) по соотношениям типа (11.12):
А/рр=А/бр + А/др=РвХб4- РстХд=Р6(Хб4- Хд) — Рхр^-д- (11-14)
где А/6р=Р6Х6 — удлинение болта под действием рабочих нагрузок и усилия затяжки; А/др = РсгЛд — деформация сжатия дисков под действием силы Рст.
При условии нераскрытая стыков суммарная упругая деформация элементов ротора в затянутом состоянии будет неизменной при любом изменении действующих нагрузок, так как увеличение, например, удлинения болта вызовет такое же снижение деформации сжатия дисков, и наоборот. Поэтому для всех сечений ротора будет справедливо равенство А/рз=А/рр (условие совместности деформаций), в соответствии с которым из соотношений (11.12) и (11.14) получаем
P6=P3 + Pxp/(l+UM- (11.15)
Т емпературные напряжения, возникающие вследствие различного нагрева элементов ротора и за счет различия их коэффициентов линейного расширения, дополнительно нагружают болт усилием Рт, если приращение температуры дисков в рабочем состоянии АГД превышает подогрев болта АГ6 при одинаковых значениях коэффициентов линейного расширения дисков и болта (ад=а6), либо в случае ад>аб, А7’Д=А7’6.
Определяя разность свободных тепловых удлинений дисков и болта (см. рис. 11.2, б) как А/Р,=А/ДТ —А/бт= (адА7\— — a6\T6)lv, для температурного усилия Рт находим
Д/пт (а ДГ„— а6ДГ,)/
(11 16)
Ад+Аб Ад+Л6
В условиях эксплуатации сила Рт достигает наибольших значений после холодного запуска двигателя, когда подогрев дисков АГД на 80... 100 °C превышает подогрев болта АГб. При таких условиях сила Рт (для ротора компрессора двигателя большой тяги) может достигать 100...200 кН. В случае выключения двигателя в полете, когда подогрев дисков за счет их интенсивного охлаждения становится меньше подогрева болта, усилие Рт
292
принимает отрицательные значения, т. е. оно разгружает болт, уменьшая плотность стыков. При ДГб— ДГд=6О...8О °C усилие в стыках дисков ротора компрессора может уменьшиться на 50.. 100 кН. Для обеспечения достаточной плотности стыков в этих условиях сила затяжки болта должна быть больше указанных величин.
Под действием центробежных сил, деформирующих диски и барабанные участки в радиальном направлении, возникают осевые деформации элементов ротора, которые приводят к сокращению его длины и уменьшению плотности стыков. Это требует увеличения усилия затяжки болта. Однако, как показывают расчеты, дополнительные усилия затяжки, необходимые для компенсации деформационного сокращения длины ротора, обычно невелики, в связи с чем ими пренебрегают.
Суммарное усилие, действующее на болт в рабочих условиях, получим, добавляя к правой части соотношения (11.15) силу Рр
Р. = Р. + Р. + PJ (I + ММ. (11.17)
Следует иметь в виду, что сила Рт в формуле (11.17) может быть как положительной, так и отрицательной, а остальные силы всегда положительны.
Рабочее осевое усилие PXf, разгружающее стыки дисков, зависит от величины действующих нагрузок и от способа соединения дисков между собой. Если диски соединены торцевыми шлицами, это усилие будет иметь две составляющие:
Д.р=М + Мр, (11.18)
где Рх, PXKf — силы, раскрывающие стыки дисков под действием осевых нагрузок (РЛ) и крутящего момента (Р(кр).
Силу Рх в расчетных сечениях ротора следует определять по эпюре осевых нагрузок, которую можно построить, вычисляя их для каждого рабочего колеса по формуле (11.2) и учитывая расположение радиально-упорного подшипника.
Сила Рхкр, разъединяющая стык под действием крутящего момента за счет наклона рабочих граней торцевых шлицев (см. рис. 3.4, г), может быть вычислена по формуле
МР= (MKptga)/rcp.e, (11.19)
где a — половина угла при вершине шлицев; гсрб — средний радиус стенки барабанного участка ротора.
Для ротора, в котором передача крутящего момента осуществляется силами трения в стыках дисков, рабочее осевое усилие равно Pxt = Px.
Потребное усилие в стыках дисков Р„ также зависит от способа их соединения. Если в конструкции ротора предусмотрена
293
передача крутящего момента за счет сил трения между дисками (см. рис. 3-4, д), то при затяжке болта должно быть обеспечено усилие в стыках дисков, определяемое соотношением
PCT=(KTpMKp)/(fTPrcp6), (11.20)
где Ктр=Л4тр/Л4кр— коэффициент запаса по моменту сил тре'ния Л4тр(Лтр= 1,25...1,5); /тР— коэффициент трения в стыках (fTp= 0,1...0,2).
Необходимые для вычислений по формулам (11.19), (11.20) значения крутящего момента в расчетных сечениях ротора следует определять по эпюре крутящих моментов.
Осевая сила, раскрывающая стык под действием изгибающих моментов, не должна превышать компенсирующего усилия предварительной затяжки, создающего на стыке напряжения сжатия осж=Рст/(2лгсрб6). В свою очередь, напряжения осж не должны быть по величине меньше, чем максимальные напряжения от изгиба барабанного участка о„= = (М„2 • гср б) /УБ=Л1„2/ (лг2ср б 6), где М„2 — суммарный изгибающий момент от действия поперечных сил и гироскопических моментов, определяемый по формуле (11.5); Jb—момент инерции сечения барабанного участка в месте стыка относительно диаметральной оси ротора (для тонкого барабана /Б=лГсР 6 • 6); 6 — толщина барабана. Принимая в соответствии с отмеченными условиями осж=о„, для любого из вышерассмотренных роторов барабанно-дискового типа получим
Рст—(2КиЛ4„2)/гср6, (11.21)
где Ktl— коэффициент запаса плотности стыка по изгибающему моменту (К„= 1,25...1,5).
Величины Л4„2 для расчетных сечений ротора необходимо определять по эпюрам суммарных изгибающих моментов, методика построения которых изложена в разд. 11.1.
Потребное усилие предварительной затяжки болта можно найти, объединяя соотношения (11.17), (11.13) и вводя в расчет коэффициент запаса затяжки К3:
Рз=Кз [Рст - + Рхр/ (1 + VM ], (Н .22)
где сила Рст задана соотношениями (11.20), (11.21).
Коэффициент К3 в соотношении (11.22) принимают равным 1,15...1,25.
В практических расчетах при определении силы затяжки болта температурное усилие Рт обычно не учитывают (полагая Рт=0), поскольку на режимах максимальной рабочей силы
294
Рхр оно имеет положительный знак, т. е. нагружает стыки. Это будет обеспечивать дополнительный запас по усилию затяжки. Однако для расчетных режимов, при которых сила Рт отрицательна (например, для режима выключения двигателя в полете), усилие затяжки болта необходимо проверять с учетом величины Рт.
Из формулы (11.22) следует, что увеличением податливости соединяемых деталей ротора можно существенно уменьшить потребную силу затяжки болта. Это обстоятельство учитывают на практике, включая в конструкцию ротора податливые фасонные фланцы цапф, пружинные шайбы и т. п., что дает возможность увеличить Хд на порядок и выше.
В конструкциях роторов компрессоров двигателей больших тяг или мощностей усилия затяжки центральных стяжных болтов могут достигать 200...500 кН. Контроль усилия затяжки осуществляют по величине удлинения болта, которое можно вычислить по формуле Д/63=РД6.
С целью улучшения взаимного прилегания соединяемых элементов ротора при сборке производят предварительное его обжатие на прессе усилием, превышающем величину Р3 в 1,25...1,5 раза.
Напряжения растяжения в стяжном болте, определяемые (с использованием известной из соотношения (11.17) силы Р6) по формуле op = Pe/P6 = 4Pe/(ni/g), где d6 — диаметр болта, сопоставляют с пределом текучести материала о02, вычисляя коэффициент запаса прочности К().2=о02/о1» который должен быть не менее 1,5...2,0.
Напряжения смятия в стыках дисков от силы Рст невелики, в связи с чем проверку прочности стыков обычно не выполняют.
Основы расчета на прочность других типов соединений роторов и корпусов
Соединения дисков периферийными стяжными болтами или шпильками и фланцевые резьбовые соединения элементов конструкции роторов и корпусов рассчитывают в основном так же, как и соединение центральным стяжным болтом, за исключением некоторых особенностей. Во-первых, если в соединении использованы призонные болты, то усилие в стыке фланцев, требуемое для создания момента сил трения с целью передачи крутящего момента, определять не нужно, так как призонные болты передают крутящие моменты за счет деформирования на срез и смятие.
Во-вторых, при определении усилия, раскрывающего стык фланца под действием изгибающих моментов, в качестве нейтральной оси изгиба следует принимать ось, проходящую через
295
центр симметрии одного из болтов (например, нижнего болта фланца). При таком условии компенсирующее усилие в стыке можно вычислить по соотношению
т
Pn=(Ku-Mu.-dm) / (11.23)
/= ।
где d,„ — расстояние от нейтральной оси изгиба до наиболее удаленного от нее болта (или пары болтов); (т—1)—число пар болтов, расположенных на осях, параллельных нейтральной оси; d, — расстояние от нейтральной оси до осей указанных пар болтов.
Радиальные штифты в соединениях элементов роторов и корпусов рассчитывают на срез и смятие от действия крутящих, изгибающих моментов и осевых сил. Призонные болты, осевые штифты и зубья неподвижных (затянутых) шлицевых соединений проверяют на срез и смятие только от действия крутящих моментов. Сварные швы рассчитывают на срез от действия крутящих моментов, а также на разрыв от осевых сил и изгибающих моментов.
В существующих конструкциях напряжения среза тср и смятия осм в штифтах и призонных болтах достигают тср= 150...200 МПа, осм= 120...150 МПа. В сварных швах напряжения среза не превышают 50... 100 МПа, а напряжения растяжения составляют 100... 150 МПа. Напряжения смятия в зубьях неподвижных шлицевых соединений (при условии, что в работе участвуют 50 % зубьев) достигают осм=80...150 МПа, а напряжения среза — тср=90...200 МПа.
Зубья подвижных шлицевых соединений валов турбины и компрессора работают в условиях перекоса, при котором в контакте находится только часть их длины. Кроме того, не все зубья участвуют в работе одновременно. С учетом отмеченных условий максимальное окружное усилие на шлицы определяют по формуле: Рокр= (Л'г,Мкр)/(г-гн), где Кп ~ коэффициент перегрузки зубьев (К„=1,5...2,0); г — число зубьев; гк — радиус их начальной окружности. От действия силы Рокр шлицы рассчитывают на смятие и изгиб. Максимальные напряжения смятия зубьев в выполненных конструкциях достигают осм= 450...600 МПа, а напряжения изгиба — ой=150...300 МПа.
11.3. ПРОЧНОСТЬ И УСТОЙЧИВОСТЬ ОБОЛОЧЕК
Корпусы основных и форсажных камер сгорания, элементы конструкции входных и выходных устройств ГТД, корпусы направляющих аппаратов компрессоров и сопловых аппаратов турбин можно рассматривать при расчетах на прочность как
296
тонкостенные оболочки вращения различных форм (цилиндрические, конические, сферические и др.). К оболочкам можно отнести также тонкостенные валы большого диаметра, применяемые в роторах двигателей двух- и трехвальных схем.
Основы расчета оболочек на прочность
Цель расчета оболочек на прочность состоит в оценке их напряженного состояния, возникающего под действием эксплуатационных нагрузок, и последующем сопоставлении критериев напряженного состояния с предельными напряжениями материалов.
Для точного определения напряжений в оболочках необходимо решать известную из общей теории оболочек систему дифференциальных уравнений восьмого порядка в частных производных при соответствующих граничных условиях [53]. Решение такой задачи представляет значительные трудности даже для простых форм оболочек. Поэтому на практике для предварительных расчетов применяют так называемую безмоментную теорию оболочек, согласно которой при рассмотрении равновесия элемента оболочки пренебрегают изгибающими моментами и перерезывающими силами, учитывая только нормальные и касательные усилия, вызывающие нормальные напряжения о>, (рис. 11.3, а) и напряжения сдвига вдоль граней элемента.
Широкое применение в ГТД получили цилиндрические оболочки. Безмоментная теория обеспечивает достаточно точные результаты в сечениях цилиндрических оболочек, удаленных от фланцев, подкрепляющих элементов и мест приложения нагрузок на расстояние />2,5V/?-6, где R — радиус оболочки; б — ее толщина.
Напряжения растяжения в цилиндрической оболочке, находящейся под действием внутреннего давления рв„, можно найти из уравнения равновесия, предусматривающего равенство нулю суммы радиальных проекций всех действующих на ее элемент сил. Для оболочки со свободными краями найденные таким путем окружные напряжения растяжения равны
^=(рвн-Д)/6. (н.24)
Под действием осевой силы Рх в оболочке возникают напряжения растяжения, определяемые равенством
охр=Рх/(2л/?6). (11.25)
Напряжения изгиба цилиндрической оболочки, вызванные приложенными к ее краям изгибающими моментами Ми, определяют в предположении, что действие этих моментов эквивалентно действию нормальных сил, распределенных вдоль краев оболочки по закону 7Vx=7Vxniaxsin<p, где Л\п1ах=Л1и/(лА?2); ф—
297
центральный угол (см. рис. 11.3 а). При таких условиях максимальные напряжения изгиба будут возникать в слоях оболочки, расположенных в осевой вертикальной плоскости. Величина этих напряжений равна
o,imax - ± Л^/б=± Ми/( л R2b). (11.26)
Напряжения кручения, возникающие в оболочке под действием крутящих моментов Л4кр, приложенных по ее краям в виде равномерно распределенных сдвигающих усилий с интенсивностью 5=7Икр/(2л7?2), определяют из соотношения
ткр=5/6=Л1кр/(2л7?26). (11.27)
Температурные напряжения в цилиндрической оболочке при линейном изменении температуры по ее толщине вычисляют по формуле [53]
где Е, а — модуль упругости и коэффициент линейного расширения материала оболочки; Ти, Твк — значения температуры на наружной и внутренней поверхностях оболочки; р. — коэффициент Пуассона.
Для рассмотренного характера распределения температуры напряжения охт будут действовать в осевом направлении. Знак «минус» в формуле (11.28) следует использовать при вычислении напряжений на наружной поверхности оболочки, а «плюс» — на внутренней.
Оценку прочности оболочек целесообразно производить по величине коэффициента запаса прочности где о0.2 —
предел текучести материала; оэ — эквивалентное напряжение, определяемое в соответствии с теорией наибольших касательных напряжений по соотношению о,—V о2 + 4т2р, в котором ох= = рхР + Оитах + Прочность оболочки можно считать доста-
точной при Ло.2== 1,6...2,0.
Проверка оболочек на устойчивость
Устойчивость оболочки характеризуется ее способностью сохранять исходную геометрическую форму под действием эксплуатационных нагрузок и температур. Потеря устойчивости возникает при нарушении основной формы равновесия оболочки и сопровождается внезапным резким изменением геометрии: образованием вмятин, выпучин, складок и т. д.
Задача расчета оболочек на устойчивость состоит в определении критических нагрузок, вызывающих нарушение основной формы их равновесия. Эту задачу решают различными аналити
298
ческими методами с использованием уравнений напряженного состояния оболочек [54].
Потеря устойчивости оболочек ГТД может происходить под действием внешнего давления, осевого сжатия, кручения и изгиба.
В дальнейшем для простоты будем рассматривать только цилиндрические оболочки, имеющие широкое распространение в ГТД. Расчетные соотношения для величин критических напряжений будем использовать из справочника [54].
Внешнее избыточное давление рв может привести к образованию в цилинрической оболочке продольных вмятин с определенным числом волн вдоль окружности (см. рис. 11.3, б). Для оболочки большой длины критическую величину внешнего давления рв определяют по формуле
» Е(п2-1) / 6 у
Рв~ 12(1-р2) k R ) ’
(11.29)
где п — число волн в поперечном сечении оболочки . Минимум критического давления соответствует случаю и=2, для которого деформация оболочки показана на рис. 11.3, б, слева.
Осевое сжатие усилиями критической величины приводит к появлению продольных осесимметричных полуволн деформации, примеры которых приведены на рис. 11.3, в. Критическое напряжение сжатия (т*ж для случая большого числа полуволн вдоль образующей оболочки находят по соотношению
* _ Е 6
V3(i-и2» '
(11.30)
При такой величине ст*ж длина полуволн будет равна 1Х= = лУ7Д)/У 12(1 — р2), а критическое сжимающее усилие — Р1сж= — 2лД6ст’ж.
в
Рис. 11-3. Расчетная схема оболочки (а) и характер ее деформации при потере устойчивости под действием внешнего давления (б) и осевого сжатия (в)
299
Потеря устойчивости при кручении цилиндрической оболочки сопровождается образованием регулярно расположенных по окружности волн деформации, идущих от одного торца к другому по винтовым линиям. Критическое напряжение кручения для оболочки большой длины при числе волн п—2 вычисляют по формуле
т:₽==^г’ (1-^)3- -(4-) • (1131)
Критическая величина крутящего момента согласно формуле (11.27) равна: Л)*р=2л7?26ткр.
При изгибе оболочки критическое напряжение будет почти таким же, как и при осевом сжатии, т. е. о*«о’ж, где величина осж определена соотношением (11.30). По известному напряжению о* критическое значение изгибающего момента можно найти, используя формулу (11.26), как Л4*—лД26о*. Потеря устойчивости оболочки при изгибе сопровождается образованием сравнительно мелких вмятин в сжатой зоне.
Потеря устойчивости оболочек может происходить не только под действием внешних нагрузок, но и за счет неравномерного распределения температуры, вызывающего возникновение термических напряжений сжатия. Задачи расчета оболочек на термоустойчивость отличаются, как правило, высокой сложностью и требуют применения специальных методов для решения дифференциальных или интегральных уравнений [48].
Оценку устойчивости оболочек производят по величине коэффициента запаса устойчивости, вычисляемого как отношение критической нагрузки к максимально возможной при эксплуатации двигателя. Этот коэффициент должен быть не менее 1,5...2,5. При недостаточном запасе устойчивости для оболочек применяют специальные подкрепляющие элементы: кольца и ребра жесткости, отбортовки и т. п.
Как было указано выше, в данном подразделе проведены простые расчетные соотношения для цилиндрических оболочек большой длины, в качестве которых могут быть рассмотрены только тонкостенные валы двигателей. Большинство элементов корпуса ГТД необходимо рассматривать как оболочки так называемой «средней длины», учитывая существенное влияние краевых эффектов на их напряженное и деформированное состояние.
300
Глава 12. КОЛЕБАНИЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ РАБОЧИХ КОЛЕС
12.1. ОБЩИЕ ЗАМЕЧАНИЯ И НЕКОТОРЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Рабочие колеса компрессоров и турбин относятся к наиболее напряженным элементам конструкции авиационных ГТД. Существенно их общую напряженность повышают колебания (вибрации) рабочих лопаток и дисков. Достаточно отметить, что более 50% всех неисправностей рабочих колес, с которыми приходится сталкиваться в процессе создания и эксплуатации двигателей, в той или иной форме связаны с их колебаниями. Обеспечение необходимой вибрационной надежности рабочих колес — сложная инженерная задача [4,24, 37]. Решается она на основе проведения широкого комплекса теоретических и экспериментальных исследований, результаты которых используют для совершенствования конструкции. Теоретический фундамент этих исследований — теория колебаний [9, 16, 70]. Напомним некоторые ее положения.
Колебательная система с одной степенью свободы. Это — простейшая система. Пример ее приведен на рис. 12.1, а. Точечная масса 7И, закрепленная на свободном конце упругого, без-массового стержня, может перемещаться лишь в плоскости чертежа по горизонтальному направлению; поперечная жесткость стержня в точке крепления массы — С. Диссипативные свойства системы определены логарифмическим декрементом 6.
Если в начальный момент времени система выведена из положения равновесия и, затем, предоставлена самой себе, то она совершает свободные колебания. При —колебания затухающие, частота их близка к собственной частоте системы
Когда к массе приложена гармоническая сила Q (/) — QcostoZ, где Q и о — соответственно ее амплитуда и частота, то система совершает вынужденные колебания с той же частотой: q(t) = qcos(wt— у). Здесь: q— амплитуда вынужденных гармонических колебаний массы; у — их фаза. Амплитуда колебаний л может быть представлена выражением q = q*u, где 4*=~q-------
перемещение массы под действием силы Q, приложенной статически, и
— коэффициент динамического усиления (коэффициент динамичности).
301
Фаза колебаний определяется формулой:
Мт-Я1-(?)]
(12.2)
На рис. 12.1 показаны амплитудно- и фазочастотные характеристики системы. При частоте возбуждения ^гхр амплитуда колебаний максимальна, что соответствует резонансному режиму вынужденных колебаний. На резонансе хрез—урез=-р
м
— Q CDS Olt
\
\
1
1
/77777’7777
а
Рис. 12.1. Система с одной степенью свободы (а) и ее амплитудно-частотная (б) и фазочастотная (в) характеристики
Собственные частоты. В теории колебаний под числом степеней свободы системы понимают число независимых координат, однозначно определяющих положение всех ее материальных точек. Показано, что общее число собственных частот системы равно числу степеней свободы. В общем случае все собственные частоты различны. Поскольку реальные детали и узлы имеют распределенную по всему объему массу, то они, строго говоря, должны рассматриваться как образованные из неограниченного числа точечных масс (каждая из которых имеет три степени
302
свободы), упруго связанных между собой, т. е. как имеющие бесчисленное множество собственных частот. Все собственные частоты такой системы располагаются в неограниченном частотном диапазоне. В любом же ограниченном диапазоне частот располагается конечное их число.
Рассматривая колебания рабочих колес, нужно иметь в виду, что в практически важный частотный диапазон может попадать, как показывает опыт, достаточно большое число собственных частот.
Совокупность всех собственных частот системы обычно называют ее спектром собственных частот.
Собственные формы. Каждой собственной частоте соответствует своя вполне определенная форма колебаний, характеризуемая определенным распределением амплитуд колебаний масс, т. е. независимо от абсолютной величины амплитуд сохраняется вполне определенным их соотношение для любой пары материальных точек. Различным собственным частотам системы соответствуют отличающиеся собсгвенные формы.
Совокупность всех собственных частот и отвечающих им собственных форм системы именуют спектром собственных колебаний.
В общем случае свободные колебания системы могут совершаться одновременно со всем спектром ее собственных частот. Конкретный состав колебаний зависит от конкретных начальных условий. Если, например, начальная деформация системы задана совпадающей с одной из ее собственных форм, то свободные колебания происходят с одной собственной частотой, отвечающей этой форме колебаний. Каждое собственное колебание системы — динамическое проявление одной из ее степеней свободы.
Опасные колебания. К колебаниям, с которыми приходится считаться как с опасными, способными нарушать работоспособность конструкций, относятся резонансные колебания и автоколебания.
Резонансные колебания проявляются тогда, когда частота внешней периодической силы совпадает с той или иной из собственных частот системы. В реальных конструкциях может проявляться множество различных резонансных режимов. Полностью избежать их невозможно. Важно, чтобы в рабочем диапазоне режимов работы двигателей не проявлялись опасные резонансы. Устранение их — одна из главных задач вибрационной доводки двигателей.
Автоколебания — самовозбуждаюшиеся колебания. Они могут возникать при отсутствии внешних сил, изменяющихся во времени. Здесь переменные усилия, необходимые для появления колебаний, формируются при участии самого рабочего колеса, когда отклонение лопаток от равновесного положения приводит к изменению газодинамических усилий, действующих на них со стороны потока, т. е. когда между перемещениями и усилиями
303
устанавливается обратная связь. Она может быть как положительной, так и отрицательной. Развитие автоколебаний возможно при положительной обратной связи, при которой энергия стационарного набегающего потока газа вводится в колебательный процесс.
С автоколебаниями (флаттером) рабочих колес сталкиваются в осевых компрессорах и вентиляторах. Опасность их связана с возможностью быстрого роста динамических напряжений в рабочем колесе и его разрушением. Возможность возникновения автоколебаний должна быть исключена на любых режимах работы двигателя. Это обеспечивается при его доводке.
Существенно, что как резонансные колебания, так и автоколебания просходят с частотами близкими к тем или иным собственным частотам, а формы колебаний при них близки к соответствующим собственным формам. Это обстоятельство предопределяет важность правильной ориентации в спектрах собственных движений рабочих колес при выявлении причин опасных колебаний.
12.2. СОБСТВЕННЫЕ ЧАСТОТЫ И ФОРМЫ КОЛЕБАНИЙ ИЗОЛИРОВАННЫХ ЛОПАТОК
Когда диск рабочего колеса имеет относительно большую жесткость, колебания каждой из лопаток, консольно укрепленных на нем, допустимо рассматривать изолированно.
Опыт показывает, что возникновение усталостных трещин на лопатках может быть вызвано их резонансными колебаниями в диапазоне частот до 10...15 кГц, в который может попадать достаточно много собственных частот лопаток.
Структура спектров собственных колебаний лопаток. На рис. 12.2 показана качественная картина формирования спектра собственных форм лопатки, представленная рисунками узловых линий, которые разделяют области с перемещениями противоположных знаков. Число т указывает на число пучностей колебаний по высоте лопатки, а число п по ее хорде. Приведенную систему будем называть системой исходных форм. Реальные собственные формы несколько отличаются от исходных, но их качественный вид в основном сохраняется [28].
Формы колебаний, принадлежащие первой строке таблицы на рис. 12.2 (н = 1) принято называть изгибными формами (рис. 12.3). Во второй строке таблицы размещаются так называемые крутильные формы (рис. 12.4). В третьей и последующих строках располагаются формы, которые чаще всего называют пластиночными или сложными.
Таблица форм может быть неограниченно продолжена как в сторону увеличения числа т, так и числа п. Каждой форме колебаний лопатки соответствует своя вполне определенная собственная частота ртХп (если она измерена в герцах, то fmXn— 304
Рт'Х.п 2л
Собственные частоты всегда возрастают с увеличением
как т, так и п.
Рис. 12.2. Структура спектров собственных форм колебаний консольной лопатки
7х/
Рис. 12.3. Формы изгнбных колебаний лопатки:
1X1, 2X1, 3X1—первая, вторая и третья формы
1x2 ZxZ
Рис. 12.4. Формы крутильных колебаний лопатки
(1X2) (2X2)
20 Зак. 4527
305
На рис. 12.5 приведены, как пример, собственные формы и отвечающие им собственные частоты реальной лопатки компрессора, определенные экспериментально для трех экземпляров однотипной лопатки. Некоторое различие собственных частот вызвано отличием геометрических размеров лопаток в пределах допусков на их изготовление. На рис. 12.6 графически показана зависимость частот одного из экземпляров лопатки от чисел т (ось абсцисс) и п (параметр). Как видно, значения частот в зависимости от т при данном п дискретно укладываются на плавные, монотонно возрастающие кривые {частотные функции). Аналогичные зависимости присущи собственным частотам консольных лопаток и других типоразмеров.
Заполнение таблицы собственных форм сопровождаемое построение частотных функций, облегчает достоверное определение всех собственных форм и частот, располагающихся в диапазоне частот возбуждения, предоставляющем практический интерес.
Приведенная таблица собственных форм (см. рис. 12.5) перечисляет формы колебаний, соответствующие преимущественному перемещению колеблющихся масс лопатки в направлениях нормальных к ее срединной поверхности (нормально к хордам). Такие формы колебаний чаще всего и оказываются опасными. Однако в диапазон возбуждения может попадать и первая форма колебаний лопатки с преимущественным перемещением масс в направлении ее максимальной изгибной жесткости (вдоль хорды). Рисунок узловых линий ее может напоминать один из рисунков таблицы форм. Это нужно иметь в виду при практическом выявлении форм колебаний. Такую форму иногда называют «дублем».
Выявление полного сектора собственных колебаний в нужном диапазоне частот возбуждения позволяет прогнозировать опасные резонансные режимы и устанавливать причины их возникновения, если они проявились на работающем двигателе.
Разработаны эффективные теоретические и экспериментальные методы определения собственных форм и частот лопаток [24]. В практической деятельности они органично дополняют друг друга.
Распределение амплитуд напряжений при колебаниях с различными собственными формами. Обратимся к примеру изгибных колебаний консольного стержня с прямой осью. Пусть он совершает колебания в направлении минимальной жесткости (рис. 12.7). Перемещения точек оси стержня в любой момент времени при его колебаниях с собственной частотой р,„ и начальной фазой у,,, описываются, выражением: q{x, t) = qm(x)cos>{pmt-\-ym), где qm{x)—распределение амплитуд колебаний по длине стержня, которое характеризует собственную форму. Относительное распределение амплитуд у стержня, колеблющегося с данной собственной частотой рт, не зависит от абсолютной величины разма-
306
307
Рис. 12.5. Спектр собственных колебаний лопатки компрессора; показаны собственные частоты и рисунки узловых линий для трех однотипных лопаток
ха колебаний, поэтому, определяя собственные формы, их обычно нормируют. В рассматриваемом примере нормированную собственную форму удобно представить в виде безразмерной функции: qm(x) =—тур’ где —абсолютная величина амплитуды колебаний свободного конца стержня (x—L), которая, так, же, как и начальная фаза у„„ зависит от начальных условий, вызвавших колебания. Нормированная собственная форма и соответствующая ей собственная частота от начальных условий не зависят.
Рис. 12.6. Спектр собственных частот лопатки компрессора (частотные кривые)
Рис. 12.7. Колебания стержня
Каждой собственной форме однозначно отвечает определенное распределение относительных амплитуд изгибающих моментов и, соответственно, определенное распределение относительных
308
амплитуд напряжений (рис. 12.8). Для различных собственных
Рис. 12.8. Характер распределения амплитуд перемещений и напряжений
Для реальных лопаток определения амплитуд напряжений на различных собственных формах обычно производится экспериментально в лабораторных условиях путем последовательного возбуждения резонансных колебаний лопаток, соответствующих различным собственным частотам. Измеряются напряжения тензорезисторами, для этого на лопатках размещается достаточное количество тензорезисторов (50...100 шт.). На рис. 12.9, как пример, показано распределение амплитуд напряжений для лопатки (см. спектр на рис. 12.5) при второй крутильной форме (Дх2=2520 Гц). Тензорезисторы были размещены со стороны корытца по кромкам и со стороны спинки по линии максимальных толщин профилей. Распределение напряжений нормировано делением на величину их максимальной амплитуды. Противоположность знаков напряжений означает противоположность фаз их изменения.
Возникновение усталостных трещин при резонансных колебаниях наиболее вероятно в местах максимума амплитуд напряжений. На рис. 12.10 показан спектр усталостных трещин, полученный экспериментально на серии однотипных лопаток (см. рис. 12.5) путем возбуждения интенсивных резонансных колебаний их по различным собственным формам.
Получение информации о распределении амплитуд переменных напряжений — необходимый этап в комплексе работ, связанных с обеспечением вибрационной надежности лопаток.
309
сх>
+7,0
Рис. 12.9. Распределение напряжений при колебаниях лопатки по второй крутильной форме. Частота f2x2 = = 2520 Гц
Рис. 12.10. Спектр поломок (усталостных трещин) лопатки компрессора. Пунктиром подчеркнуты трещины со стороны спинки (см. рис. 12.5)
Факторы, влияющие на величину собственных частот лопаток.
Теоретически показывается, что собственные частоты изгибных колебаний тонкого стрежня с прямой осью и постоянным поперечным сечением по его длине определяются формулой [9.70]: 2 __
Здесь: ат — корни уравнения частот, зависящие от условий закрепления стержня (граничных условий) и порядкового номера собственной частоты (т= 1,2,3...); L — длина стержня; F и J — соответственно площадь и главный момент инерции (относительно оси нормальной плоскости колебаний) поперечного сечения; Е и р — модуль упругости и плотность материала стержня. В частности, для консольного стержня с жестким защемлением корни уравнения частот: со = 1,875, а2 = 4,694, а3=7,855 и при m>3
Представим приведенную формулу в виде трех сомножителей: pm=KRmT. (12-4)
Они зависят: /<=!/£— от абсолютных размеров; Rm— от порядкового номера частоты, условий закрепления и соотношения геометрических размеров (для стержня с постоянным попе-
Ctm / J 9 Г \
речным сечением по длине 7?m=-=y —=aml — I, где г — радиус инерции поперечного сечения); Т='\TeJq — от материала стержня (при нормальной температуре для стали Г~5,14-• 103 м/с; алюминиевые и титановые сплавы- имеют близкую величину Т). Формулы для определения собственных частот любых линейно упругих тел, а в частности и для лопаток сложных геометрических форм, имеют аналогичную структуру.
Видно, что собственные частоты лопаток при сохранении геометрического подобия и условий закрепления обратно пропорциональны их абсолютному размеру. Увеличение модуля упругости материала, так же, как уменьшение его плотности, приводит к возрастанию собственных частот.
Расчетное определение величины Rm для лопаток сложных геометрических форм — одна из важных практических задач прикладной теории колебаний, которая решается эффективными методами, ориентированными на использование современных ЭВМ.
Собственная частота первой формы изгибных колебаний консольной жестко защемленной лопатки с изменяющимся по длине поперечным сечением приближенно может быть найдена по приведенной формуле (12.4) при разделении лопатки по высоте на п равных участков. Достаточную точность можно получить при числе участков, равном 5, и вычислении Rm по соотношению
311
2 ._
R^R^-Z-W/X, где X=
Здесь i и k — номера участков (от корня к периферии: 1,2,3.4,5); Fi и Jк — площадь и момент инерции поперечного сечения, распо
ложенного посередине соответствующего участка.
Ниже дан пример определения частоты первой формы изгиб-ных колебаний консольной лопатки компрессора, изготовленной из стали. Достаточная точность обеспечивается при п=5. Длина лопатки — £ = 18,5 см; площади (в см2) и моменты инерции (в см4) поперечных сечений приведены в соответствующих графах табл. 12.1.
Таблица 12.1. Определение величины X
1 2 3 4 1 -LA11 /, 4^ ^1
4 0,081 0,058 0,029 0,017
5 (5-fe)2 4 197,5 154,9 137,9 60,2 550.5 0,936 515,3
4 (4 4 111,1 68,8 34,5 214,4 1,325 284,1
3 (3-fe)2 4 49,4 17,2 66,6 1,728 115,1
2 (2-fef 4 12,4 12,4 2.131 26,3
X ==940,8
ГТ~ ъ /~-----------LZcmL-
Величина Rm=Rx =^-=-^/^^4,406.10 2.
Собственная частота pl = RRtT=^~-\0 2-5,14-105= 1224 1/с;
/,=—= 194,8 Гц.
К числу факторов, приводящих к изменению собственных частот лопаток в условиях эксплуатации, относится действие поля центробежных сил. Центробежные силы оказывают ужесточающее действие на лопатки, приводя к возрастанию их собственных частот. Поясним это на примере простейшей модели лопатки, представленной на рис. 12.11. а, в виде недеформируе-мого безинертного стержня длиной £, которой упруго защемлен в жестком диске и несет сосредоточенную массу М на. свободном
312
конце. Жесткость защемления (моментная) задана коэффициентом жесткости К в плоскости, проходящей через ось вращения диска, в которой предполагаются возможными перемещения массы. Поперечная жесткость такой лопатки в точке крепления массы по направлению оси вращения определится в этом случае коэффициентом жесткости C=K/L и собственная частота не-вращающейся лопатки, соответственно, будет:
p=v<w=V^.
При отклонении массы от равновесного положения поперечной силой Q на величину q в месте защемления будет действовать упругий восстанавливающий момент N — LQ = LCq. При вращении диска с частотой й на массу действует центробежная сила РЛ=М (г ф- L) й2, которая создаст дополнительный восстанавливающий момент ЛМ = .РЦ q, что эквивалентно возрастанию поперечной жесткости на величину ДС=Й2Л4(г-\-L)/L. Соответственно эквивалентная поперечная жесткость будет СЭ=Сф-ДС, собственная частота вращения в условиях вращения, которую часто называют динамической, определится формулой:
простейшего случая
где для рассматриваемого
(12.5)
Рис. 12.11. Влияние вращения на собственные частоты: а — простейшая модель лопатки; б — зависимость коэффициента В для первой формы изгибных колебании лопатки от относительного диаметра втулки рабочего колеса
313
Для реальных лопаток влияние вращения на их собственные частоты приближенно описываются формулой того же вида. Однако величина коэффициента В будет другой, зависящей от конкретных соотношений геометрических размеров лопатки и формы колебаний ее. На рис. 12.11, б приведен график, по которому можно приближенно оценить значения коэффициента В для первой формы изгибных колебаний лопатки в зависимости от отностительного диаметра втулки рабочего колеса dBT и клино-
— Д
видности лопатки F где Fo и /Д— площади поперечных сечений лопатки, соответственно, в концевой и корневой ее частях.
Наиболее велико влияние вращения на частоты первой и второй форм изгибных колебаний и, особенно, когда лопатки имеют большую относительную длину. Динамическая частота первой формы изгибных колебаний длинных лопаток при максимальной частоте вращения ротора может вдвое превышать статическую. На частоты крутильных и пластиночных колебаний влияние вращения невелико. Рис. 12.12 иллюстрирует влияние вращения на первые три собственные частоты лопаток (за единицу принята максимальная частота вращения ротора).
Характер закрепления лопаток в диске также влияет на их собственные частоты, наиболее сильно сказываясь на частотах первых форм изгибных колебаний. При шарнирном креплении лопатки ее первая собственная частота равна нулю (когда ротор не вращается). В условиях вращения она как жесткое тело способна совершать колебания в поле центробежных сил подобно физическому маятнику. Собственная частота таких маятниковых колебаний в соответствии с формулой (12.5) будет равна
Величина коэффициента В здесь зависит от распределения масс по длине лопатки и от ее относительной длины.
Влияние вращения на собственные частоты первых трех форм колебаний шарнирных лопаток показано на рис. 12.12 (штриховые линии). Собственная частота второй формы шарнирной лопатки при отсутствии вращения уже не равна нулю, и при колебаниях ее по такой форме действуют переменные напряжения. С увеличением порядкового номера частот влияния шар-нирности закрепления интенсивно ослабевает и колебания мало отличаются от колебаний аналогичной лопатки с жестким защемлением.
Надо отметить, что при креплении лопаток в диске посредством хвостовиков типа «ласточкин хвост» и елочного типа их посадка часто осуществляется с зазором. Однако уже на малых частотах вращения действием центробежных сил эти зазоры выбираются, и на рабочих режимах защемление лопаток можно предполагать практически жестким.
314
Рис. 12.12. Влияние вращения на собственные частоты лопаток; показаны относительные частоты, нанесены также лучи гармоник возбуждения (тонкие линии)
Влияет на собственные частоты лопаток и их температура; с ее возрастанием падает модуль упругости материала. Особенно сильно могут изменяться частоты лопаток турбин, поскольку существенно изменяется температура газа перед турбиной. Часто увеличение частоты вращения ротора связано с возрастанием температуры газа и, соответственно, температуры лопаток. В этих условиях на частоты противоположно влияют два фактора: центробежные силы их повышают, а увеличение температуры снижает. Поэтому собственные частоты лопаток турбины в зависимости от конкретных условий с ростом частоты вращения могут как увеличиваться, так и уменьшаться.
12.3. СОБСТВЕННЫЕ ФОРМЫ И ЧАСТОТЫ РАБОЧИХ КОЛЕС
Опыт свидетельствует, что в реальных конструкциях лопатки при колебаниях динамически в большей или меньшей мере
315
упруго взаимодействуют между собой и с диском. Это взаимодействие особенно ярко проявляется, когда диски имеют облегченную конструкцию, а также при использовании кольцевых бандажных связей между лопатками. Взаимосвязанность колебаний лопаток и диска приводит к необходимости рассмотрения колебаний лопаток рабочего колеса как единой упругой системы [28].
Особенности спектра собственных колебаний рабочего колеса как единой упругой системы. Рабочие колеса практически всегда конструктивно обладают так называемой поворотной симметрией. Признаком ее является то, что при мысленном повороте колеса вокруг оси на любой угол, кратный величине -Д?-, где S — число лопаток: различные, но идентичные лопатки, размещенные по окружности диска равномерно, будут совмещаться. Целое число S называют порядком поворотной симметрии. Поворотной симметрией также обладают, например, шестерни, фрезы и т. п. Она присуща и любым телам вращения (круглым дискам, осесимметричным оболочкам и т. д.), для которых порядок симметрии бесконечен (S—оо).
Часть поворотно-симметричного тела (системы), выделенную двумя полуплоскостями, которые опираются на ось симметрии 2л
и отстоят друг от друга на угол —, называют периодом тела (рис. 12.13). В окружном направлении различные периоды нумеруются числами #=0,1,2,... (S — I). Всего различных периодов — S. Одинаковые точки различных периодов — сходственные точки, которые располагаются на окружности того или иного 2л радиуса с центром на оси симметрии равномерно с шагом —. Направления, совмещающиеся при мысленном совмещении различных периодов тела — сходственные направления.
Спектрам собственных форм и частот любых линейно-упругих тел и систем, обладающих поворотной симметрией, присущи определенные общие свойства [28]. Укажем на главные из них.
1. Пр>и колебаниях поворотно-симметричного тела с той или иной его собственной частотой окружное распределение амплитуд перемещений сходственных точек по сходственным направлениям всегда подчинено равномерно-дискретному гармоническому закону с тем или иным целым числом волн т по окружности тела, что аналитически выражается:
</>>!'(&) ==<7*,!)cos(m<p*) либо q%' (k) = q^}co^tn(fk + ^, (12.6)
где #=0,1,2,..., (S—1)—номер сходственной точки; ц>к= 2л,
=~-k — центральный угол, определяющий положение #-й сходственной точки; q^(k) и q^} (#)—амплитуды ее перемеще
316
ний по выбранному сходственному направлению; «у*,1' и q„}— амплитуды волн. Эти выражения одновременно справедливы для любой совокупности S сходственных точек, когда колебания совершаются с данным числом волн т.
СхидстВвнныЕ направления
Рис. 12.13. Тело (система), обладающее поворотной симметрией показаны некоторые сходственные точки и направления
2. Целое число окружных волн, с которым может колебаться тело, зависит от его порядка симметрии S и определяется условием:
0<тс4- (12.7)
Целым числам т вне этого диапазона отвечают, как следует из выражений (12.6), тождественно повторяющиеся результаты.
3. Каждому числу волн т, из
0<т<4- (12-8)
отвечают пары независимых собственных колебаний, описываемых выражениями:
—q^cos(mq>k) •cos(p<11)Z + y;ni')
Рт {k,t) =<7^2'cos^m<pA+-|^cos(p^)/ + Y<I2) 3), (12.9)
которые имеют совпадающие собственные частоты Рт'—рЦ? = —рт. Такую собственную частоту рт называют двукратной собственной частотой. Амплитуды волн q„}, q^} и начальные фазы
317
Tm’, Tm2) этих колебаний определяются конкретными начальными условиями, вызвавшими колебания. В общем случае начальных условий собственные колебания с двукратной собственной частотой представляются суперпозицией (суммой) двух независимых колебаний (12.9):
q(m {k,t)+q^} (k.t)=q"} cos(m<pj cos(pm/ + y^1)) + <7^)cos(m(pH-
+-=-). coS(pm/ + v^). (12.10)
Двукратность собственных частот, присущая спектрам поворотно-симметричных тел, отражает физически важный факт возможности динамического проявления одновременно двух степеней свободы при колебаниях с такой собственной частотой. В обычном случае колебание с той или иной собственной частотой — динамическое проявление одной из множества степеней свободы системы.
Числам т~0, а при четном S и т=— соответствуют колебания с однократными собственными частотами (второе выражение (12.9) становится тождественно равным нулю). Когда т=0, колебания опишутся выражением <70(й,/)~ =<70cos (р</ + То), т. е. все сходственные точки перемещаются синфазно с равными амплитудами. Это, как иногда называют,-
С
«зонтичные» колебания. При т=— (S — четное число) — qs/z(k,t) —qs/z(—1)fec°s(Ps/it + Ts/2)> и любая пара соседних сходственных точек движется в противофазе, имея равные по абсолютной величине амплитуды.
4. Если поворотно-симметричное упругое тело имеет распре-деленную по его объему массу, то каждому т, из О^т^— отвечает неограниченное множество собственных частот различных по величине (при т=^0 и т=£ — они все двукратны). Всем этим частотам соответствуют различающиеся собственные формы, но имеющие одно и то же число окружных волн т.
Проиллюстрируем особенности собственных колебаний поворотно-симметричных систем на примере осесимметричного диска.
Собственные колебания осесимметричного диска. Будем рассматривать изгибные колебания диска, при которых его элементарные массы перемещаются в направлении оси симметрии. Такие колебания с практической точки зрения наиболее опасны.
В таблице на рис. 12.14 показана структура спектра собственных форм диска, защемленного в центре. Формы колебаний здесь представлены рисунками узловых линий. Целые числа т и п указывают соответственно на число узловых диаметров и окружностей. Диск — система с* распределенной массой и порядком поворотной симметрии S = oo, поэтому таблица может быть неограниченно продолжена в сторону увеличения как т.
318
так и п. Число узловых диаметров совпадает с числом окружных волн т. Поскольку порядок симметрии неограниченно велик, то сходственные точки, располагающиеся на окружностях того или иного радиуса, образуют плотную непрерывную последовательность, и равномерно-дискретный гармонический закон окружного распределения амплитуд приобретает вид непре-
Рис. 12.14. Спектр собственных форм (рисунков узловых линий) круглого диска, защемленного в центре. Заштрихованной части спектра отвечают пары форм с совпадающими собственными частотами
рывного гармонического закона. С учетом выражений (12.9) любая пара независимых собственных колебаний диска с равным числом окружных волн и совпадающими собственными частотами аналитически может быть представлена выражениями
Ят},п(МР>О =<7m,n• (r)COS(mtp) • cos(pmnt + y,V.n); (12.11)
Я?п.п = q™> qm,n (r) cosf m<p + -J-)cos (pmJ + y^*,).
Здесь q„lnи qm_n(r,<f),t) функции, определяющие отклонения точек колеблющегося диска от положения равновесия в любой момент времени /; г и ф — полярные координаты точек (ф — текущее значение центрального угла, взамен дискретных значений <pfc=-^); рт п = р^п = р^п — двукратная собственная частота; q„,n(r)— безразмерная функция, характеризующая распределение относительных амплитуд по радиусу диска (нормирована делением амплитуд на амплитуду перемещений на наружном радиусе); q^t- qffn и y^l’n; — соответственно амплитуды волн на периферии диска и начальные фазы двух независимых
319
колебаний, зависящие только от начальных условий. Собственные частоты pmjl и безразмерные функции qmAr) зависят только от конкретной геометрической формы диска, способа его закрепления и целых чисел тип, но не зависят от начальных условий.
Собственные частоты определяются формулой, аналогичной формуле (12.4):
pm,n=KRm.nT, (12.12)
| /~£ j
где К=—; Т—'у ~"[2([-------—наружный радиус диска;
р — коэффициент Пуассона. Сомножитель безразмерен, зависит только от чисел т, п и от относительных геометрических размеров диска. Для диска постоянной толщины, защемленного в центре Rm„ =где h — толщина; несколько первых значений величины а^„ приведены в табл. 12.1 [70].
\ m n 0 1 2 3
0 3,75 3,42 5,39 12,49
1 20,91 27,56 34,80 53,30
2 60,68 —- — -
На рис. 12.15 показан характер зависимости собственных частот защемленного в центре диска от чисел тип. Дискретные значения частот, отвечающие различным целым т и фиксированным п, соединены непрерывными плавными линиями (частотные функции).
Характер протекания функций qm,,(г), определяющих зависимость относительных амплитуд перемещений от радиуса, иллюстрирует рис. 12.16. Качественно их вид не изменяется с изменением т и распределения толщины диска по его радиусу.
В общем случае свободное колебание с двукратной собственной частотой ртп будет суммой двух независимых колебаний, заданных соотношениями (12.11):
qm.Ar,q,t) =q^.Ar,^,t} +q(m.Ar,4,t)- (12.13)
Если, например, начальные условия таковы, что
Ут\г=Ут\ = Ут.п, то из (12.13) и (12.11) следует:
„(r)cos(m<p + ip)cos(pm>„/ + ym.„),
*320
где
---------------- 0<2).
qm.n=^ (<7m.«)2+(<7m.L)2; ip=arctg-qт.п
Это колебания co стоячей цепью волн. Окружное расположение узловых диаметров здесь фиксировано относительно диска и определяется углом ф, зависящим от соотношения начальных амплитуд волн. Все точки колеблются синфазно (с точностью до противоположности фаз), одновременно достигая максимальных отклонений и одновременно проходя через свое равновесное положение. В окружном направлении амплитуды колебаний точек, лежащих на окружности любого радиуса, распределены по гармоническому закону.
Рис. 12.15. Характер зависимости собственных частот колебаний диска от чисел тип
21 Зак. 4527
Рис. 12.16. Характер распределения амплитуд по радиусу диска
321
В другом частном случае начальных условий, когда и = из выражения (12.11)
следует qm_„(r,ff,t) = qnJqm.Ar)C0$ [m<p± (Y^+p,n.„OJ- Такое колебание — колебание с бегущей цепью волн. Определим частоту вращения волн относительно диска. Для этого зафиксируем величину отклонения qm<n(r,(p,t), положив, например, ± (Ттл+РтлО =л/2. Отсюда, найдем:
+ (12.14)
dt т
С такой частотой узловые диаметры и вся цепь волн будут вращаться относительно диска. Положительному знаку отвечают волны, бегущие в сторону возрастания центрального угла tp. Это вперед-бегущие волны. Отрицательному знаку отвечают назад-бегущие волны. При таких колебаниях все точки, лежащие на окружности того или иного радиуса, имеют одинаковые амплитуды колебаний, но различные начальные фазы.
В общем случае начальных условий свободное колебание с двукратной собственной частотой может проявляться одновременно в виде суммы (суперпозиции) колебаний как со стоячими, так и с бегущими волнами. Такое многообразие в конкретном проявлении колебаний с собственной частотой ртп обязано ее двукратности.
В табл, на рис. 12.14 всем заштрихованным клеткам соответствуют двукратные собственные частоты. На рис. 12.17 показаны, как пример, совмещенно рисунки узловых линий двух независимых колебаний с совпадающими собственными частотами.
Рис. 12.17. Рисунки узловых линий для пар форм с совпадающими собственными частотами
Факт двукратности собственных частот легко подтверждается экспериментально. Достаточно нарушить строгую симметрию диска и ранее совпадавшие собственные частоты станут различными. На рис. 12.18 приведен результат подобного экспери-
322
мента, когда на край диска крепилась небольшая сосредоточенная масса. После ее установки проявились две аналогичные формы колебаний с различающимися собственными частотами. Одна из частот упала, ей отвечала собственная форма с расположением сосредоточенной массы в центре одной из пучностей; другая не изменилась и ей соответствовала форма с расположением массы на одном из узловых диаметров. Неизменность второй частоты вызвана тем, что масса, располагаясь в узле, в колебания не вовлекалась, но в первом случае она в них участвовала и понижала собственную частоту. Нарушение симметрии фиксирует окружное положение узловых диаметров относительно диска.
Рис. 12.18. Расслоение собственных частот при нарушении строгой симметрии
Простейшая динамическая модель рабочего колеса (рис. 12.19). Проиллюстрируем на ее примере особенности спектра собственных колебаний комплекта рабочих лопаток как единой упругой системы с ограниченным порядком симметрии. Здесь каждая из S идентичных лопаток, равномерно расположенных по окружности абсолютно жесткого диска, представлена в виде безинертного упругого стержня с сосредоточенной массой М на. свободном конце. Предполагается, что возможны перемещения масс лишь в окружном направлении, т. е. каждая из масс имеет одну степень свободы, а вся система, соответственно, S степеней свободы. Точки крепления масс, в которых
21*
323
поперечная (изгибная) жесткость стержней Сл,— сходственные точки. Сходственные направления — окружные направления. Связанность колебаний совокупности всех лопаток предопределена постановкой между соседними массами S упругих связей с одинаковой продольной жесткостью Сс. Такая поворотно-симметричная система, имея S степеней свободы, должна иметь S собственных частот.
Рис. 12.19. Простейшая динамическая модель рабочего колеса
При свободных колебаниях системы условия равновесия сил инерции и сил упругости, приложенных к каждой из масс, представляются системой S дифференциальных уравнений вида
М—Т-C.tQk^-Cc(qk — qk 1) ТСс(<7л <7*+i)=0, (12.15)
где 6 = 0,1,2,..., (S—1) и qk—перемещение k-й массы.
В силу поворотной симметрии системы окружное распределение амплитуд подчинено равномерно-дискретному гармоническому закону, и собственные колебания с той или иной собственной частотой опишутся, как это видно из, например, первого соотношения (12.9), выражением: qk = q,„costn(fkcos(pmt-\-ym).
2л
Подставляя его в уравнение (12.15) с учетом того, что qy,=—k 2л
(ffe-t!=—(^± 1), после простейших тригонометрических преобразований, получим
[ — Мр2т + Сл + 2Сс 0 — cos т~-^J qm cos m-^-k cos (pmt + ym) =0.
324
Это уравнение в любой момент времени и для любых k может удовлетворяться при равенстве нулю выражения в квадратных скобках. Отсюда могут быть определены собственные частоты
Рт=рлд/ 1 + с (1 — cos т-у-), (12.16)
где —собственная частота изолированной лопатки;
- 2Сс
С=—— Как видно, собственные частоты зависят от числа окружных волн т. Соответственно возможна реализация форм собственных колебаний с числами волн, определяемых условием (12.7). т. е. О^иг^—. Подстановка в формулу (12,16) других
чисел т, не принадлежащих указанному диапазону, даст повторяющиеся значения собственных частот и не приведет к новым результатам. На рис. 12.20 представлен график зависимости
Рис. 12.20. Собственные частоты простейшей модели рабочего колеса
собственных частот от чисел волн т для простейшей системы с порядком симметрии 5=24. Все собственные частоты, за исключением отвечающих т=0 и т=12,— двукратные. Им соответствуют колебания с одинаковым числом волн, описываемые парой выражений вида (12.9). Общее число собственных частот с учетом их двукратности равно порядку симметрии 5=24. Изменение относительной жесткости С влечет за собой изменение в соотношении собственных частот (на рис. 12.20 показаны ча
325
стотные функции, отвечающие нескольким значениям величины С). В вырожденном случае, когда С= 0, все собственные частоты системы становятся равными, так так у системы теперь одна собственная частота, но она приобрела кратность, равную S. В этом случае каждая из лопаток может колебаться с такой собственной частотой независимо от других со своей амплитудой и начальной фазой, однако свободные колебания всей совокупности S лопаток могут рассматриваться, хотя теперь и формально, как сумма колебаний по собственным формам, свойственным поворотно-симметричной системе с различным числом окружных волн амплитуд (амплитудами волн, а также начальными фазами, зависящими от конкретных начальных условий).
Собственные колебания с двукратной собственной частотой (при С =^0) могут реализоваться, в зависимости от конкретных начальных условий, (как и в случае осесимметричных дисков) и в виде стоячих, и в виде бегущих волн, а также в виде суммы тех и других. Однако эти волны могут быть выявлены при одновременном наблюдении за перемещениями совокупности дискретно расположенных сходственных точек по сходственным направлениям.
Рабочее колесо с консольными лопатками. Это существенно более сложная динамическая система. После постановки на осесимметричный диск (S =оо) равномерно по окружности S одинаковых лопаток порядок поворотной симметрии системы становится равным S. Однако теперь в силу распределенности массы по объему системы в отличие от рассмотренной выше про-стейшей модели каждому числу волн из будет отве-
чать не одна собственная частота, а неограниченное число различающихся по величине собственных частот, т. е. взамен одной частотной функции появится их неограниченное множество.
Проследим за качественной картиной формирования спектра собственных колебаний рабочего колеса с консольными лопатками. Для этого рассмотрим вначале спектры частот двух парциальных систем. Первая из них — абсолютно жесткий диск с упругими лопатками, а вторая — упругий диск с абсолютно жесткими лопатками. В первом случае спектр различающихся собственных частот системы, подобно как и у простейшей модели при С = 0, будет совпадать со спектром частот изолированной лопатки (см. разд. 12.2). но кратность каждой частоты будет равна S (рис. 12.21, а). Спектр второй парциальной системы (см. рис. 12.21, б) близок по своему характеру спектру осесимметричного диска (см. рис. 12.15), однако здесь в колебаниях участвуют и жесткие лопатки.
Спектр рабочего колеса имеет определенные признаки, свойственные объединенному спектру парциальных систем. На рис. 12.22 приведен типичный спектр собственных частот рабочего колеса осевого компрессора. Собственные частоты дискретно
326
располагаются, соответствуя целым значениям т, на непрерывных частотных функциях (сплошные линии), объединяющих их в семейства с номерами п = 0, 1, 2, ... Соответственно каждая собственная частота характеризуется двумя целыми числами т (число окружных волн) и п (номер семейства). Штриховые линии — частотные функции парциальных подсистем. Они имеют точки взаимного пересечения (точки D).
Рис. 12.21. Спектры собственных частот двух парциальных систем: а — жесткий диск с упругими лопатками; б — упругий диск с жесткими лопатками
Отличие спектра колеса от объединенного спектра парциальных подсистем вызвано связанностью колебаний лопаток и диска. Оно проявляется в виде характерной взаимной интерференции частотных функций парциальных подсистем, когда они взаимно раздвигаются, и наиболее сильно в зонах взаимо-пересечения, преобразуясь в частотные функции рабочего колеса.
При близости частотной функции колеса к частотной функции парциальной системы колебания близки. Например, правые ветви частотных функций приближаются к собственным частотам изолированных лопаток. Соответственно в таких колебаниях наиболее энергично участвуют лопатки при относительно спокойном диске; формы их колебаний близки к соответствующим формам изолированных лопаток. В зонах интерференции одновременно энергично колеблются лопатки и диск (рассматривать изолированно колебания лопаток и диска здесь недопустимо).
Влияние вращения на собственные частоты рабочего колеса, спектр частот которого приведен на рис. 12.22, иллюстрирует график на рис. 12.23. Значения коэффициента В для формулы .вида (12.5) показаны на графике (рис. 12.24).
327
Рис. 12.22. Спектр собственных частот рабочего колеса компрессора
328
Рис. 12.23. Влияние вращения на собственные частоты рабочего колеса компрессора:
сплошные линии ис=100 с штриховые линии пс=0
Рис. 12.24. Значения коэффициента В для различных форм колебаний (пример)
329
Рабочее колесо с упругим диском и кольцевым бандажи-рованием лопаток. На рис. 12.25 представлен спектр собственных частот того же рабочего колеса, что и на рис. 12.22. но при соединении лопаток между собой посредством бандажных полок, расположенных на концевых сечениях лопаток. JJo поверхностям стыка полок соседних лопаток при колебаниях возможно их' взаимное проскальзывание, поэтому угол скоса контактных поверхностей может сильно влиять на собственные частоты. На рис. 12.25 показаны частотные функции для различных углов скоса полок уп, отражающие указанное
влияние.
Рис. 12.25. Спектр собственных частот рабочего класса с бандажными полками
На рис. 12.26, как пример, приведены частотные функции двух первых семейств рабочего колеса вентилятора с бандажной связью на 1 /3 высоты лопаток, соответствующие двум частотам вращения (как собственные частоты, так и частоты вращения представлены относительными величинами). Эти данные получены экспериментально на работающем двигателе.
ззо
Отметим, что на рис. 12.21 ... 12.26 показаны не все возмож-ные числа волн из 0^. Числам волн из 0<т<у отвечают множества различающихся по величине двукратных собственных частот. Особенности колебаний с такими двукратными собственными частотами проиллюстрированы выше на примере осесимметричного диска. Числам т=0 и т=— (если S — четное число) отвечают множества однократных собственных частот.
Рис. 12.26. Спектр собственных частот рабочего колеса вентилятора
Существуют теоретические методы расчетного определения собственных форм и частот рабочих колес, реализованные в виде программ для современных ЭВМ [24, 28].
12.4. РЕЗОНАНСНЫЕ КОЛЕБАНИЯ РАБОЧИХ КОЛЕС
Факторы, определяющие интенсивность резонансных колебаний. Резонансные колебания — частный случай вынужденных колебаний, когда частота внешней гармонической силы, вызывающей колебания, приближаясь к одной из собственных частот системы, вызывает сильный рост амплитуды вынужденных коле
331
баний (см. рис. 12.1). При резонансе возрастают и переменные напряжения, действующие в системе, соответственно увеличивается и вероятность возникновения усталостных поломок.
Существенно, что форма вынужденных колебаний системы на резонансе практически совпадает с соответствующей собственной формой независимо от того, как конкретно приложена и распределена возбуждающая сила.
Интенсивность резонансных колебаний зависит от ряда факторов. Поясним это на примере изгибных колебаний стержня с прямой осью (рис. 12.27). Пусть к стержню статически приложена распределенная по его длине нагрузка Q(x). Эта нагрузка всегда может быть представлена как сумма распределенных нагрузок:
<2 (х) = (х) + Q2Q2(x) +...+ ... (12.17)
Здесь каждая из составляющих нагрузок, будучи статически приложенной к стержню, вызывает его деформацию, в точности совпадающую с распределением, которое свойственно распределению амплитуд перемещений стержня при его колебаниях по соответствующей собственной форме. Сомножители Qm(x) определяют относительное распределение нагрузки, а сомножители Qm характеризуют ее абсолютную величину. Эти составляющие нагрузки называют собственными нагрузками.
Рис. 12.27. Прогиб стержня под действием статической нагрузки
Физически собственная нагрузка — это нагрузка с распределением, совпадающим с распределением сил инерции, приложенных к массам стержня (системы), при его свободных колебаниях с данной собственной частотой и соответствующей ей формой колебаний. Выражение (12.17)— разложение некоторой нагрузки в ряд по собственным нагрузкам.
332
Аналогично статические прогибы стержня под действием нагрузки Q (х) могут быть разложены в ряд по собственным формам:
<7*(х)=^,(х) +^2(х) Ч-... + <7>,„(х) (12.18)
где <7„,(х)—функции, характеризующие относительное распределение перемещений (нормированные собственные формы) и qm — величины, определяющие абсолютные значения составляющих прогиба. Каждая из составляющих нагрузки однозначно определяет соответствующую составляющую прогиба, т. е. разложению (12.17) некоторой нагрузки может быть приведено в соответствие вполне определенное разложение вида (12.18).
Пусть теперь на стержень действует внешняя нагрузка, изменяющаяся во времени по гармоническому закону с частотой со, т. е. Q(x,t) = Q(x)cos®/, где Q(x)—распределение амплитуд внешней нагрузки по длине стержня. Если, например, распределение амплитуд внешней нагрузки таково, что оно совпадает с собственной нагрузкой Q (х)—QmQm(x), то стержень будет совершать вынужденные колебания подобно системе с одной степенью свободы (см. формулы (12.1) и (12.2), а также рис. 12.1):
q (х,/) = q*mqm (х) x,„cos (со/ — ут),
(12.19)
где
— соответственно коэффициент динамического усиления и фаза вынужденных колебаний. На резонансе при ы=рт вынужденные колебания опишутся выражением:
~ . ,\ ЯтЯт(Х) -л / л \ НО оп
9ре3(А-,/) =----£-----cos{pmt — —y (12.21)
В произвольном случае распределения амплитуд возбуждающей нагрузки вынужденные колебания представятся суммой:
оо
q(x,t)= £ Q’„<7m(x)xmcos(co/ — ут). (12.22)
Отсюда видна роль распределения и абсолютной величины возбуждающей нагрузки, а также диссипативных свойств системы, характеризуемых логарифмическими декрементами
333
колебаний &т, которые в общем случае отличаются для различных собственных форм.
Существенно, что каждая составляющая распределенной нагрузки в разложении (12.17), например QmQm(x), вызовет резонансные колебания при совпадении частоты возбуждения с одной собственной частотой Если же распределение
возбуждающей нагрузки таково, что в ее разложении отсутствует эта составляющая, т. е. Qm=0 и, соответственно, <7^=0, то и при резонансные колебания не проявятся.
Таким образом, степень интенсивности тех или иных резонансных колебаний зависит от величины и распределения возбуждающей нагрузки, собственной формы, которой отвечает резонанс, и от величины соответствующего логарифмического декремента.
Возбуждение колебаний окружной неравномерностью потока. Резонансные диаграммы. Окружная неравномерность полей скоростей и давлений набегающего на рабочее колесо потока — главный источник возбуждения опасных резонансных колебаний. Эту неравномерность вызывают те или иные факторы, нарушающие осевую симметрию кольцевого потока.
В некотором поперечном сечении окружная неравномерность потока на том или ином радиусе в невращающейся системе координат может быть представлена рядом Фурье:
оо
N(<f>*)=N0+ £ ^coslm^ + ^J, (12.23)
mB= 1
где N — амплитуда гармоники; <р* — центральный угол, отсчитываемый в направлении вращения ротора; тв — номера гармоник (целые числа). По отношению к рабочему колесу, вращающемуся с частотой й, эта неравномерность трансформируется в динамическую, изменяющуюся во времени нагрузку вида: оо
Q(<p4-QO=(?o+ £ QraECos[mB(<p + Q0+emJ.
Здесь: Q,„b— амплитуда силовых гармоник; <р*=<р4~й/; <р— центральный угол в системе координат, вращающейся с рабочим колесом.
Каждая гармоническая составляющая (принято ниже — р,„в=0, что не искажает существа дела):
Qm cos[mB(ф+ Ш)] (12.24)
— цепь силовых волн, бегущих относительно рабочего колеса с частотой й в сторону, противоположную его вращению. Такая
334
бегущая цепь волн может быть представлена в виде суммы двух составляющих (разложением косинуса суммы двух углов):
(12.25)
где
Qmb = Q,„ cos (mB<p) cos (mBQZ); (12.26)
<?X' = Qmcos {mB<p+-g-)cos (12.27)
t. e. каждая гармоническая составляющая стационарной окружной неравномерности вызывает одновременное силовое воздействие на вращающееся рабочее колесо двух динамических нагрузок указанного вида с совпадающими частотами возбуждения, равными (D=mBSi. Окружное распределение амплитуд гармоническое с одинаковым числом волн т, «привязано» к вращающемуся колесу, но одна цепь волн сдвинута относительно другой в окружном направлении на угол (четверть волны).
Во времени действие этой пары нагрузок сдвинуто относительно по фазе на четверть периода гармонического воздействия (Л/=
Существенно, что каждая из пары нагрузок способна вызвать, в соответствии с отмеченным выше, только вынужденные колебания рабочего колеса с числом окружных волн т = тв по паре независимых форм колебаний с совпадающими собственными частотами рт=Рт,=р„\ т. е., например, для осесимметричного диска, согласно формулам (12.11)
-* <j%(<F>0=^‘mxmcos(m<p)cos(rnQ( — у,,,); (12.28)
Q^-*ff((p,0=9X.cos (m<p + -y)cos — ym—|-),
(12.29) где: <7m'2)—амплитуда волн статической деформации
диска под действием цепи силовых волн с амплитудой Q^l) — — приложенных статически (характеризует, абсолют-
ную величину возбуждающих сил); коэффициент динамического усиления х*,|)=х^2)=хт (см. формулу (12.20); учтена поворотная симметрия, т. е. р^=р^=рт, 8}"=№=8т); y,V’ = —Ут}—Ут — фаза вынужденных колебаний. Здесь индекс п, так же, как безразмерная функция qmn(r), опущены, поскольку для выявления основных особенностей возбуждения цепью бегу
335
щих силовых волн конкретное распределение нагрузок и перемещений по радиусу диска не является существенным.
Сумма указанных двух независимых вынужденных колебаний будет:
<7т(<Р.О=<7«)(ф>О +<?Г(ф,0 =<7>mcos[m(<p + QZ) — ?m]
(12.3UD) — это вынужденное колебание в виде цепи назад-бегущих относительно диска волн. Резонанс наступит при выполнении условий tnBQ,=pm и, на что особо обратим внимание, при тв=т. На резонансе
9ДфД)=9т-^созрп(ф4-Ш)—(12.31) так как хт=~- и ym—2L Частоты вращения диска й==-^-часто называют его критическими частотами вращения. Для рабочего колеса с ограниченным порядком симметрии S картина будет аналогичной, однако взамен текущего угла <р в соответствующих выражениях нужно подставлять совокупность дискретных углов qk=^-k.
Таким образом, для проявления резонанса необходимо одновременное выполнение условий тв£}—рт; тв=т. Целое число тв называют номером гармоники возбуждения, а величину Q,n< ее амплитудой. Наиболее сильны гармоники с номерами, равными числу элементов конструкции, пересекающих проточную часть (например, число силовых стоек опор, лопаток направляющих аппаратов и т. п.).
Для графического выявления возможных резонансных режимов строят резонансные диаграммы. На рис. 12.28 такая диаграмма показана для простой модели рабочего колеса (см. рис. 12.19 и 12.20). Возможные резонансы выделены кружками. Они находятся на пересечении линий собственных частот pm=pm(Q) и лучей гармоник возбуждения w = mBQ. Собственные частоты рт возрастают с увеличением частоты вращения из-за действия центробежных сил. При отсутствии связанности колебаний лопаток (Сс=0) линии собственных частот сливаются в один пучок, здесь резонансные режимы отмечены треугольниками (см. рис. также 12.12).
На рис. 12.29 приведена резонансная диаграмма рабочего колеса компрессора с консольными лопатками, спектр собственных частот которого дан на рис. 12.22 и 12.23 (показаны не все собственные частоты, точки резонансов соединены жирной линией). На рис. 12.30 показана резонансная диаграмма рабочего колеса турбины с полочным бандажированием (линии собственных частот не нанесены, точки резонансов соединены).
336
22 Зак. 4527
п„„ юоо n Рис. 12.29. Резонансная диаграмма рабочего колеса компрес-
w Рис. 12.28. Резонансная диаграмма для простейшей модели рабоче- сора с консольными лопатками:
$3 го колеса п — частота вращения ротора
Подчеркнем, что каждому резонансному режиму соответствуют два одновременно наступивших резонанса по двум независимым формам колебаний с одинаковым числом окружных волн и совпадающими собственными частотами. В результате сложения этих двух колебаний образуется назад-бегущая относительно колеса с частотой (— Q) резонансная цепь волн. Сходственные точки как бы скользят по неподвижной замкнутой на круг косинусоиде с целым числом волн тв=т, совершая гармонические колебания с частотой ы = т11£1=рт, амплитудой —— и относительным сдвигом фаз между соседними точками л 2л Лу=—тв.
Рис. 12.30. Резонансная диаграмма рабочего колеса турбины (показана возможность мультирезонансов)
В заключение отметим, что возможны особые резонансы (мультирезонансы), когда одной частоте вращения соответствует два (и более) резонанса, возбуждаемых одновременно различными гармониками возбуждения (см. рис. 12.30). Такие резонансы потенциально наиболее опасны [28].
12.5. ОПАСНЫЕ РЕЗОНАНСНЫЕ КОЛЕБАНИЯ И БОРЬБА С НИМИ
В диапазоне рабочих режимов двигателя проявляется множество резонансов на каждом из рабочих колес. Полностью исключить их невозможно, но не все они опасны. Обнаружение
338
и предотвращение опасных резонансных колебаний — одна из наиболее существенных задач, решаемых в процессе создания двигателей. Для ее решения необходимо: 1) выявить на этапах проектирования и доводки двигателя величину переменных напряжений в конструкции во всем диапазоне эксплуатационных режимов двигателя (частоты вращения роторов, высота и скорость полета, положение органов регулирования); 2) сопоставить переменные напряжения с пределами усталостной прочности элементов конструкции, отвечающими конкретным условиям работы (температура, напряженное состояние, частота колебаний и т. п.), и оценить величину коэффициентов запаса усталостной прочности; 3) выделить опасные резонансные режимы, сопоставляя коэффициенты запаса с предписанными нормами прочности; 4) проанализировать причины возникновения опасных резонансных режимов и разработать мероприятия по их подавлению; 5) внести нужные изменения в совершенствуемую конструкцию, проверить их эффективность и, при достижении стабильных положительных результатов, внедрить.
Определение переменных (динамических) напряжений, действующих в конструкции. В настоящее время осуществить это теоретически не представляется возможным. Главная причина — большая сложность и недостаточная изученность динамических процессов взаимодействия потока газа (воздуха) с рабочим колесом. Это затрудняет теоретическую оценку с нужной достоверностью как величины и распределения возбуждающих колебания динамических нагрузок, так и диссипативных (демпфирующих) свойств конструкции в рабочих условиях. Основной путь — экспериментальное определение действующих переменных напряжений на работающем двигателе при соответствующем теоретическом сопровождении, которое позволяет сократить объем дорогостоящих натурных испытаний и сокращает сроки вибрационной доводки.
На рис. 12.31 показана схема измерения переменных Напряжений. Электрический сигнал от тензорезистора 1, размещенного на рабочем колесе, через токосъемник 2, служащий для передачи сигнала с вращающегося ротора, подается на тензометрический усилитель 3 и, затем, к регистратору 4. Регистрация осуществляется магнитоэлектрическими (шлейфовыми) осциллографами на светочувствительной бумаге (пленке)
Рис. 12.31. Схема измерения переменных напряжений:
1 — тензорезистор (тензодатчик); 2 — токосъемник; 3 — усилитель тензометрический; 4 — регистратор
339
или магнитографами на магнитной ленте. Визуальное наблюдение за динамическим процессом в темпе эксперимента ведется с помощью электронных осциллографов. Вся измерительная цепь тарируется.
В диапазоне частот вращения (роторов) резонансы фиксируются по максимумам амплитуд измеряемых напряжений.. На каждом из резонансов динамический процесс регистрируется записью тензограммы (рис. 12.32). Помимо динамического процесса (или одновременно нескольких процессов) на тензограмме регистрируется отметка времени и отметка частоты вращения ротора. Расстояние между двумя соседними отметками времени отвечает задаваемому строго определенному отрезку времени А/ (например, А/=0,01 с; соответственно частота отметчика /о™=-^-=100 Гц). Если на отрезке тензограммы длиной А/гг, где гт — число интервалов между отметками времени, укладывается гп циклов изменения периодического динамического процесса, то период и частота колебаний будут: Т=А/— и /„=—=—/отм. Аналогично определяется частота ^Л '
Q гр Р
вращения ротора п——=—т0ТШ где г — число интервалов между отметками оборотов на отрезке А/гт. Соответственно, номер гармоник возбуждения — тв=— (целое число).
Г п
Рис. 12.32. Тензограмма динамического процесса (осциллограмма)
По измеренной резонансной частоте, гармонике возбуждения и предварительно определенному спектру собственных форм и частот (см. например, рис. 12.29, 12.30 и др.), зафиксированному резонансу приводится в соответствие форма колебаний.
340
Величина амплитуды резонансных напряжений ot, в месте, где расположен тензорезистор, определяется по амплитуде динамического процесса, зарегистрированного тензограммой, с использованием данных тарировок измерительной цепи. В месте расположения тензорезистора резонансные напряжения не являются чаще всего максимальными, поскольку различным формам колебаний отвечают различные места с максимумом напряжений (см. рис. 12.10). Максимальные резонансные напряжения определяют по величине измеренных в результате пересчета с использованием сведений о распределении напряжений для соответствующей данному резонансу формы колебаний (см., например, рис. 12.9).
Опыт показывает, что резонансные напряжения, измеренные в одинаковых (сходственных) точках по окружности рабочего колеса, стабильно имеют существенный разброс (в 2...3 раза.) Главная причина этого — нарушение сторогой поворотной симметрии рабочего колеса (что в большей или меньшей степени всегда сопутствует реальным конструкциям) и, как следствие, расслоение двухкратных собственных частот (см. рис. 12.18), которое влечет за собой проявление двух резонансов на близких, но ставших различными собственных частотах. Сумма этих двух резонансных колебаний по двум аналогичным, но независимым собственным формам вида (12.9), с различающимися собственными частотами, и дает наблюдаемый окружной раз брос, который бы отсутствовал в случае строгой симметрии [28]. Поэтому, определяя максимальные резонансные напряжения, одновременно ведут тензометрирование в 6...7 сходственных точках по окружности рабочего колеса.
Пределы выносливости (усталости) и запасы усталостной прочности. Пределы выносливости определяют на стандартных образцах, изготовленных из соответствующих материалов или непосредственно на деталях в условиях, близких к рабочим. Под пределом выносливости понимают предельное амплитудное напряжение о0, которое может выдержать образец или деталь без разрушения при заданном числе циклов нагружения N (условный или ограниченный предел выносливости). Пределы выносливости, определенные на образцах и непосредственно на деталях (например, лопатках), могут существенно различаться. Причины: наличие у деталей концентрации напряжений, обусловленной их конструктивной формой, различное влияние технологии изготовления и т. п. Предпочтительно оценивать пределы выносливости на деталях, изготовленных по серийной технологии.
Надо отметить, что, например, лопатки могут иметь различные пределы выносливости при их колебаниях по различным собственным формам, поскольку влияние принятой технологии изготовления может быть неодинаковым по поверхности лопатки,
341
в то время как максимумы напряжений на различных формах не совпадают (см. рис. 12.10). Свое влияние может оказывать и частота колебаний. Желательно определять пределы выносливости на тех формах и частотах колебаний, которым может быть обязано усталостное разрушение.
Запас прочности при переменных напряжениях с учетом статической составляющей (асимметричный цикл) оценивают по п о _ — ijia
формуле Kv=—=------------, где о„ — предел выносливости при
О |7 О|/
асимметричном цикле; о,— предел выносливости при сим-метричном цикле; ат — среднее (статическое) напряжение цикла; ф — коэффициент влияния среднего напряжения (для сталей: ф=0,2...0,35; для титановых сплавов: ф = 0,4); gv — максимальная амплитуда переменного напряжения, действующего в конструкции.
Минимальные коэффициенты запаса прочности для лопаток компрессоров и турбин составляют Ку=2...3. Поскольку существует разброс резонансных напряжений по лопаткам рабочего колеса, так же, как их разброс по экземплярам двигателей, и, наряду с этим, имеется рассеяние характеристик усталости, то коэффициент запаса прочности в настоящее время принято рассматривать как случайную величину [24, 35].
Пути борьбы с опасными резонансными колебаниями рабочих колес. Если коэффициенты запаса имеют величину ниже рекомендованной нормами прочности, то проводятся мероприятия по подавлению опасных колебаний.
Ниже приведены основные из них.
1. Воздействие на величину и распределение возбуждающих сил.
К числу главных причин, вызывающих появление окружной неравномерности потока, относятся причины, связанные с пересечением кольцевой проточной части такими элементами конструкции, как силовые стойки опор, лопатки спрямляющих и сопловых аппаратов и т. п. Они своими аэродинамическими «следами» деформируют поле скоростей и давлений потока, вызывая появление сильных гармоник возбуждения с номерами, равными их числу.
Если, например, зафиксированы интенсивные резонансные колебания рабочего колеса компрессора с частотой, вчетверо превышающей частоту вращения ротора (тв=4), и передняя опора компрессора поддерживается четырьмя силовыми стойками, расположенными равномерно по окружности, то наиболее вероятным источником возбуждения являются эти стойки. Силовые стойки вносят возмущение, распространяющееся более глубоко по потоку и менее глубоко против потока. Известны примеры, когда в струе, вытекающей из сопла двигателя, обнаружи
342
валась деформация поля скоростей и давлений, вносимая стойками передней опоры двигателя.
Совершенстование аэродинамических форм стоек и понижение скорости натекающего на них потока, уменьшает окружную неравномерность и снижает величину возбуждающих сил. Введение разношаговости в окружное расположение стоек — пример воздействия на окружное распределение возбуждающих сил. Здесь, при практически той же глубине и ширине каждого из аэродинамических «следов», может быть ослаблена сильная гармоника, однако неизбежно появятся другие гармоники, которые могут приводить к опасным резонансным колебаниям на других режимах работы двигателя. При проведении мероприятий подобного рода с этим необходимо считаться.
Возбуждение спрямляющими (направляющими) лопатками компрессора и сопловыми лопатками турбины аналогично. Сильные гармоники — гармоники с номерами, равными их числу. Ими преимущественно возбуждаются высокачастотные резонансные колебания лопаток. Увеличение осевого зазора между неподвижными и вращающимися решетками позволяет снизить интенсивность возбуждения рабочих лопаток, особенно когда первоначальный зазор был мал.
Введение оптимальной разношаговости в окружную расстановку неподвижных лопаток также используется для снижения интенсивности возбуждения. Есть примеры, когда неподвижные лопатки устанавливаются наклонно к радиусу. Это — воздействие на радиальное распределение возбуждающих сил, действующих на рабочую лопатку. При таких условиях аэродинамический «след» проходит не одновременно через верхнюю и нижнюю части лопатки. Следствие — составляющая в радиальном распределении амплитуд возбуждающей силы, ответственная за возбуждение по первой форме-изгибных колебаний консольной лопатки, ослабевает, однако в то же время усиливается составляющая, которая вызывает колебания по второй изгибной форме, способной проявиться как опасная на другом режиме работы двигателя.
Отметим, что увеличение углов атаки при обтекании направляющих лопаток провоцирует срывы, увеличивая глубину и ширину аэродинамических «следов», и, как следствие, повышает интенсивность возбуждения на нерасчетных режимах работы. Улучшение обтекания — эффективное средство снижения интенсивности возбуждения.
Окружную неравномерность потока порождают и камеры сгорания. Сильные гармоники здесь — гармоники с номерами, равными числу рабочих форсунок. Наиболее «спокойными» являются многофорсуночные кольцевые камеры сгорания. Важно отметить, что неравномерная работа форсунок способна приводить к появлению сильных и опасных гармоник с номерами, меньшими, чем их число.
343
К другим причинам, вызывающим окружную неравномерность силового воздействия потока, относятся: неравномерный по окружности перепуск и отбор воздуха из компрессора; овали-зация корпусов под действием силовых и термических нагрузок; коробление жаровых труб камер сгорания и т. п. Устранение этих причин позволяет снижать интенсивность возбуждения.
2. Частотная отстройка от опасных резонансных режимов. Цель такой отстройки — выведение опасных резонансных режимов из диапазона рабочих частот вращения ротора или смещение их на те режимы, где интенсивность возбуждения меньше или длительность работы на них мала. Главное средство отстройки — изменение собственных частот рабочего колеса, которым соответствовали опасные резонансные колебания. Отстройка производится целенаправленным изменением соотношений геометрических размеров как лопаток, так и дисков. Осуществляться она может как повышением, так и понижением собственных частот. Велика здесь роль теоретических методов расчета собственных частот, когда нужному изменению той или иной собственной частоты расчетным путем приводится в соответствие оптимальное изменение геометрических форм лопаток или дисков. Прибегают и к экспериментальным методам, однако сугубо экспериментальный путь связан с проведением большого числа дорогостоящих проб на натурных рабочих колесах с измененным и геометрическими размерами.
3. Повышение демпфирующих свойств конструкции. Амплитуда колебаний на установившемся резонансе, как видно из формулы (12.21), обратно пропорциональна логарифмическому декременту, который характеризует способность системы рассеивать энергию колебаний. Рассеяние идет по следующим основным каналам: внутреннее трение в материале колеблющихся элементов конструкции (демпфирование в материале); трение в местах стыка деталей (конструкционное демпфирование); отвод энергии колебаний в поток газа (аэродинамическое демпфирование).
Демпфирование в используемых конструкционных материалах на общем фоне, как правило, невелико. Оно несколько возрастает с повышением температуры деталей, что играет определенную положительную роль, особенно для рабочих колес турбин. Существенным такое демпфирование может являться для высокочастотных колебаний лопаток, когда в общем балансе рассеяния энергии другие виды демпфирования становятся менее значительными.
Для консольных компрессорных лопаток, которые чаще всего крепятся в дисках посредством хвостовиков типа «ласточкин хвост», основную роль при их колебаниях по простейшим формам играет аэродинамическое демпфирование, пропорциональное амплитудам перемещений профильной части лопаток в потоке. Однако при определенных обстоятельствах оно может становить
344
ся отрицательным, когда складываются благоприятные условия для поступления энергии из потока на развитие колебательного процесса, т. е. становятся возможными автоколебания.
Конструкционное демпфирование в процессе колебаний проявляется при возможности относительных перемещений поверхностей стыка сопрягаемых деталей. Если, например, в хвостовиках лопаток типа «ласточкин хвост» из-за больших сил трения, возникающих под действием центробежных сил, подвижка поверхностей стыка практически отсутствует и демпфирование в таком хвостовике ничтожно, то в турбинных хвостовиках елочного типа оно может быть значительным. Это достигается за счет подбора геометрических параметров хвостовика и такого распределения усилий по зубьям, когда верхняя пара зубьев в значительной мере (но не полностью) разгружена от передачи центробежных сил, и по их поверхностям стыка возможна подвижка, сопровождающаяся при действии сил трения рассеянием энергии [45].
Увеличение подвижности соединений рабочих лопаток с диском благоприятствует возможности повышения демпфирования. В этом отношении существенными достоинствами обладают шарнирные крепления. Повышенным демпфированием в хвостовиках обладают и сдвоенные лопатки [45].
Кольцевое бандажирование лопаток рабочих колес — эффективное средство, уменьшающее общую склонность их к опасным колебаниям как за счет повышения жесткости системы, так и в результате существенного демпфирования в стыках бандажных полок. Необходимый оптимальный натяг по полкам достигается при сборке упругой закруткой лопаток в сторону их «естественной» закрученности. Поле центробежных сил, стремясь раскрутить «естественно» закрученные лопатки, увеличивает этот натяг.
Размещение антивибрационных полок примерно на рдной трети высоты от их конца широко применяется в вентиляторных ступенях и на первых ступенях компрессоров. Здесь их использование, несмотря на некоторое снижение КПД, является важным средством борьбы с опасными колебаниями. В последние годы наметилась тенденция к отказу от антивибрационных полок в вентиляторах и переходу к широкоходным пустотелым составным и оболочечным (с наполнителем) рабочим лопаткам. Это позволяет повысить КПД при высоком демпфировании в составных лопатках.
Турбинные лопатки, как правило, оснащены бандажными полками. Их располагают на периферии лопаток. Здесь бандажные полки, играя основную роль как средство борьбы с опасными колебаниями, способствуют также, особенно на первых ступенях с короткими рабочими лопатками, повышению КПД из-за уменьшения потерь в радиальном зазоре.
345
Вместе с тем обеспечение оптимального натяга по полкам, который должен сохраниться на любых режимах работы двигателя и на протяжении всего ресурса, связано с определенными техническими трудностями и, особенно, для первых ступеней турбины с короткими и жесткими лопатками. С одной стороны, нужный натяг при жестких лопатках достигается при высокрм уровне монтажных напряжений (известны примеры, когда в лопатках уже при монтаже появлялись трещины, что, естественно, недопустимо и требует снижения величины натяга).
С другой стороны, на режимах прямой приемистости двигателя сильно возрастают контактные напряжения вследствие температурных расширений быстро прогревающихся полок, но еще не прогревшихся лопатках и диске. Это влечет за собой появление в условиях высоких температур контактных пластических деформаций и приводит к уменьшению натяга. Многократность циклов приемистости может вызывать потерю натяга и, вследствие ограниченности его начальной величины, появление на рабочих режимах зазоров, что недопустимо из-за возможности сильного возрастания динамических напряжений. К тому же может приводить с увеличением времени наработки и накопление деформаций ползучести лопаток и диска. Иногда по этим причинам отказываются от полочного бандажирования первых ступеней турбины, прибегая к другим средствам снижения динамических напряжений.
Уменьшение натяга также связано и с износом контактирующих поверхностей, который наблюдается у полок как в компрессорах, так и в турбинах. Однако в случае длинных и поэтому относительно маложестких лопаток уменьшение натяга из-за износа невелико в сравнении с начальным натягом, который для длинных лопаток может быть достаточно большим при приемлемом уровне монтажных напряжений. Стабилизация натяга способствует поддержанию оптимальных динамических характеристик рабочих колес. С целью уменьшения износа полок на их контактные поверхности наносят покрытия из специальных сплавов с высокой твердостью и износостойкостью. Натяг по полкам рабочих лопаток компрессоров и турбин в процессе эксплуатации контролируется. Появление зазоров недопустимо.
Иногда с целью повышения демпфирования прибегают к установке на рабочих колесах специальных демпферов.
4. Повышение усталостной прочности. Главное здесь — уменьшение концентрации напряжений и применение упрочняющих методов обработки деталей [45, 47].
Уменьшение концентрации напряжений достигается плавным сопряжением различных поверхностей у лопаток и дисков; устранением рисок, царапин и т. п.
Упрочняющие методы окончательной обработки позволяют существенно повышать усталостную прочность деталей. К ним относятся методы, которые в поверхностном слое деталей со-
346
здают остаточные напряжения сжатия (напряжения растяже ния провоцируют зарождение трещин, устье которых — мощный концентратор напряжений). Это: пневмо- и гидро-дробеструйное упрочнение, виброгалтовка, алмазное выглаживание и др. Например, применение оптимального режима виброгалтовки для лопаток компрессора, изготовленной из стали 1Х12Н2ВМФ, которая разрушалась из-за резонансных колебаний по форме 2X2 (см. рис. 12.9) позволило повысить условный предел выносливости на этой форме с о ,=320 МПа до о_, = 550 МПа (частота испытаний /=2500 Гц, база — М=2-107 циклов) и устранить поломки.
Глава 13. ПОПЕРЕЧНЫЕ ВИБРАЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
И КРИТИЧЕСКИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ИХ РОТОРОВ
Работа двигателя сопровождается вибрациями (колебаниями). Сильные вибрации опасны. Они могут приводить к нарушению работоспособности двигателя и его систем, а передаваясь через узлы подвески, оказывать отрицательное воздействие на конструкцию планера, приборное и радиотехническое оборудование, вызывать утомление экипажа и пассажиров. Поэтому уровень вибраций двигателей строго регламентируется и контролируется.
Вращающиеся роторы — основной источник возбуждения поперечных вибраций ГТД. Обеспечение допустимого уровня таких вибраций — одна из важных проблем динамики ГТД. Особенно опасными вибрации могут становиться на некоторых частотах вращения роторов, которые называют критическими.
13.1. ДИНАМИКА ПРОСТЕЙШЕГО РОТОРА
Критическая частота вращения
Основные особенности динамического поведения роторов проиллюстрируем на простейшей модели ротора (рис. 13. I). Ротор представлен в виде диска с массой т, закрепленного на упругом безмассовом валу, который вращается в двух опорах с частотой ©. Будем предполагать, что вся масса диска сосредоточена в его центре масс £)3, т. е. его главные моменты инерции равны нулю. Ротор не уравновешен: центр масс отстоит от точки крепления диска к валу на величину эксцентриситета е.
К центру масс приложена центробежная сила Рцб=т/?(й2, где /?—радиус вращения центра масс. На любой установившейся частоте вращения она уравновешивается силой сопротивления Рс (рис. 13.2), являющейся суммой векторов упругого сопротивления Руп и неупругого сопротивления Ртр. Сила упругого сопротивления Руп — Сг (где С — поперечная жесткость вала
347
в точке Do и г — его прогиб в этом сечении) ориентирована по радиусу и лежит в плоскости прогибов вала, проходящей через опоры. Сила неупругого сопротивления предполагается также приложенной в точке Do, но ориентированной в окружном направлении противоположно скорости вращения; величина ее пропорциональна первой степени скорости (вязкое трение), т. *е. DT|, = gr<B, где £ — коэффициент трения.
Рис. 13.1. Простейший ротор
Из условия равновесия центробежной силы и сил сопротивления (см. рис. 13.2) следует Рлб='У.РуП + Р?р или тРа>2= = CrV 1 +tg2₽, где tgP=-^-=-^-. Обозначим: р=д/^--—соб-
Р уп С tn
ственная частота; 6 = л— -логарифмический декремент, тогда
У )" ?гУг " tgfl=(v)(f)- с 9ТИ
соотношений из рассмотрения треугольника D,, D2, D3, для которого D2 —27?rcosP4-r2 — е2=0, исключая R, получим ^(уЯр-Чт)] +(4)2(-уЙ илиг=е(-^)2х, (13.1) где и — коэффициент динамического усиления (см. формулу (12. 1) и далее). Найдем также (см. рис. 13. 2)
fo-,, R sinp ___tgP____( л) ( Р ) /1 ? о\
tfcosP-r , г 1 — /,\2’ 1 ’
'-ТГ^ l-(f)
348
Момент сопротивления вращению ротора уравновешивается внешним крутящим моментом, т. е. MKV=Pcrs,in^—PTpr=^inr2=
Рис. 13.2.
Равновесие сил
На рис. 13.3 показана зависимость относительного прогиба ------- г „ -- ы вала г =— от относительной частоты вращения ротора ю =— построенная в соответствии с выражением (13. I). Видно, что с приближением частоты вращения к собственной частоте прогиб возрастает, достигая максимума при
гтах=е^=е^. (13.3)
Если же сила неупругого сопротивления отсутствует (£=0), то при со— р прогиб теоретически может становиться сколько угодно большим. Поэтому частоту вращения ротора а=р называют его критической частотой сращения. Она совпадает с собственной частотой системы (ротора).
349
Рис. 13.3. Амплитудно-частотная (а) и фазочастотная (б) характеристики неуравновешенного ротора
После перехода через критическую частоту прогибы вала уменьшаются, стремясь при w->oo к величине эксцентриситета, т. е. центр массы диска приближается к геометрической оси системы. Ротор, как принято говорить, — самоцентрируется. На рис. 13.4 прказано взаимное расположение трех характерных точек £),, D2, 1Ул при различных частотах вращения (см. формулы (13.1; 13.2) и рис. 13.2).
Рис. 13.4. Расположение трех характерных точек:
а) <о/р<1, у<л/2; б) ы/р=1, Т=4р- (резонанс); в) го/р>1, у>л/2
3:50
Простейший ротор как колебательная система
Проектируя прогиб вала, определяемый формулой (13.1) на координатные оси X и У (рис. 13.2) получим: ~ z № z х 2
(у) xcos(G)/ —у); qfl(t)=e (-у) xsin((o/ —у), (13.4) где х=^1—(у)] 1 —коэффициент динами-
ческого усиления. Сопоставляя выражения (13.4) с формулой (12.1) видим, что каждое из них описывает вынужденное колебание по соответствующему направлению системы с одной степенью свободы при действии на нее гармонической силы с частотой со и амплитудой теы2^р2=-^^. Тем самым циклический прогиб вала представляется как сумма двух независимых взаимноортогональных колебаний, совершающихся под действием двух взаимно перпендикулярно ориентированных сил с равными амплитудами Qx=Qij=em<s>i—Q, но сдвинутых во времени по фазе на четверть периода обращения ротора:
Qx (0= Qcosco/; Qy (£)=Qcos^<oZ——QsinioZ.
Вектор силы исходной неуравновешенности ротора Q=mea2 обгоняет вектор прогиба вала на угол у, характеризуя сдвиг (отставание) по фазе каждого из двух вынужденных колебаний от двух соответствующих возбуждающих сил.
Существенно, что рассматриваемый простейший ротор как колебательная система имеет две степени свободы. Положение массы его определяется двумя независимыми координатами: смещениями ее по направлениям координатных осей х и у. Соответственно такая система имеет две собственных частоты, одна из них отвечает независимому колебанию в направлении оси х, а другая в направлении оси у. В силу симметрии системы эти две собственные частоты совпадают по величине (двукратная собственная частота). Критической частоте вращения ротора соответствуют два одновременно наступивших резонанса по двум взаимно перпендикулярным направлениям.
Прецессионные движения простейшего ротора
Вынужденное прецессионное движение. На рис. 13.5 показан уравновешенный ротор, у которого е=0. Пусть на валу его в непосредственной близости от диска установлена в подшипнике неуравновешенная масса р, центр которой смещен в радиальном направлении от оси вала на величину е. Неуравновешенная масса способна вращаться на валу с заданной частотой QB независимо от частоты вращения самого ротора со. Центробежная сила, развиваемая ею, Q—рейв, по отношению к упругому
351
ротору является возбуждающей силой, которая вызывает его вынужденные колебания одновременно по направлениям двух ортогональных осей х и у. Геометрическая сумма этих двух вынужденных взаимно ортогональных колебаний и является вынужденным прецессионным движением ротора с частотой QB. Если рассматриваемая колебательная система обладает строгой осевой симметрией, то вынужденное прецессионное движение будет круговым, поскольку оба колебания будут иметь равные амплитуды при относительном сдвиге фаз во времени на четверть периода колебаний. Круговое прецессионное движение называют регулярной прецессией ротора.
Рис. 13.5. Вынужденная прецессия ротора
В общем случае частоты вращения и вынужденной прецесии ротора различаются, поскольку они могут быть заданы независимо друг от друга. Если направления вращения ротора и его прецессирования совпадают, то такую прецессию называют прямой прецессией, в противном случае ее называют обратной прецессией. В частности ротор может и не вращаться, но совершать прецессионное движение. Особенно важным случаем является случай, когда йв=(о. Это — прямая синхронная прецессия. Ее вызывает собственная неуравновешенность ротора, которая всегда сопутствует реальным конструкциям. Для возникновения других видов вынужденной прецессии нужны особые условия.
Собственное прецессионное движение. Собственная прецессия ротора — сумма (суперпозиция) двух независимых свободных колебаний, происходящих одновременно в двух взаимно перпендикулярных направлениях. В предположении отсутствия сил неупругого сопротивления (6 = 0) для системы со строгой осевой симметрией эти колебания опишутся выражениями:
<7х(0= Ctcos (pxt + К); qy(t)==qycos (pyt + уу),
' 352
где рх=ру=р — двукратная собственная частота; ух и — начальные фазы свободных колебаний. Частота собственной прецессии совпадает с двукратной собственной частотой.
Амплитуды qx\ qy и фазы ух; зависят от конкретных начальных условий. В общем случае траектории движения точек упругой оси вала будут эллиптическими с соотношением величин главных полуосей и их наклоном, зависящим от начальных условий, вызвавших колебания. Когда ух=уу эллиптические траектории вырождаются в прямолинейные с наклоном, зависящим от отношения qy/qx. В другом частном случае, когда qx=qy, но уу— ух=±—, траектории движения точек станут круговыми, и собственная прецессия будет регулярной (прямой или обратной).
13.2. ДИНАМИКА И КРИТИЧЕСКИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ РОТОРА
С ДИСКОМ БОЛЬШОГО ДИАМЕТРА
Для правильного понимания динамического поведения реальных роторов необходимо принимать во внимание также инертные свойства диска, связанные с возможностью поворотов его оси. Это принципиально важно, поскольку:
— увеличивает число степеней свободы динамической системы и тем самым число возможных резонансных состояний;
— приводит к существенному влиянию частоты вращения ротора на собственные частоты и, соответственно, на критические частоты вращения;
— влечет за собой связанность колебаний в двух взаимно ортогональных меридиональных плоскостях.
Динамические характеристики диска, вала и системы диск — вал
Анализ динамики сложных систем связан с необходимостью определения динамических свойств элементов, из которых они составлены. Ниже динамические характеристики элементов системы и самой системы представляются в форме динамических жесткостей и податливостей. Силы неупругого сопротивления предполагаются отсутствующими. Это упрощает задачу и не оказывает существенного влияния на собственные частоты и критические частоты вращения роторов. Однако их действие нужно принимать во внимание при оценке амплитуд вынужден ных колебаний вблизи резонансных режимов.
Динамические характеристики свободного диска. Определим их, установив связь между силовыми факторами, действующими на диск, и его перемещениями. Воспользуемся неподвижной системой координат х, у, z, а также подвижной системой координат g, ц, g и вспомогательной координатной системой xb «/ь z, (рис. 13.6).
353
23 Зак. 4527
Инертные свойства диска определяются его массой т и главными моментами инерции /5, /,,, /с. Оси подвижной системы координат В и ц располагаются в срединной плоскости диска, а ось g ориентирована по его оси симметрии; начало системы координат совмещено с центром масс диска. В силу осевой симметрии диска /г=/,1=/э, где /э — экваториальный момент инерции диска и, соответственно, lt—lp— его полярный момент инерции. В качестве обобщенных координат примем линейные перемещения центра масс по направлениям осей х и у — qx и qy, а также угловые перемещения оси диска и Pv относительно тех же осей. Тем самым далее диск рассматривается как жесткое материальное тело с четырьмя степенями свободы, что достаточно для изложенного ниже круга вопросов.
Если к центру масс свободного диска приложены внешние силы Qx(0 и Q,,(0, действующие по направлениям осей х и у, то они вызовут независимые перемещения qx(f) и qy(t) по тем же направлениям и уравновесятся силами инерции:
Qx(0=m^(0; QXO=m^(O- (13.5)
Действие этих сил не вызывает угловых перемещений оси диска. Они появятся под воздействием внешних моментов Mx(t) и Му(1). На рис. 13.6 показаны положительные направления угловых перемещений, те же направления отвечают положительным направлениям моментов.
Для определения связи между угловыми перемещениями оси диска и внешними моментами, приложенными к нему, воспользуемся теоремой, известной из курса теоретической механики, в соответствии с которой производная по времени от момента количества движения жесткого тела равна моменту внешних сил, действующих на него.
Пусть частота вращения диска относительно оси g равна со, тогда момент количества движения относительно той же оси будет Ь,.=1р(п. Скорости поворотов оси и плоскости диска относительно осей | и т] будут Р,. и Ру. Соответственно и моменты количества движения относительно этих осей определятся выражениями: £Е = /ЭРА.;
Спроектируем на оси х и у моменты количества движения Д, Lr, Lq и найдем, предполагая углы р% и Pv малыми (sinр» Р; cosp?s 1), моменты количества движения относительно этих осей, а затем внешние моменты Мх и Му:
~ ~ _ dL
Lx=/э Рх+1„ со рв; м.=-~=Л Р> + /р ® Рв;
х. _ _ dL,: ~
Ly=IJly-Ip^x, My=-^=I^y-rpb>^x. (13.6)
354
Слагаемые в выражениях для моментов, содержащие сомножителями частоту вращения диска со, —7 гироскопические члены. Они предопределяют связанность угловых перемещений оси вращающегося диска в двух взаимно ортогональных плоскостях. Если диск не вращается, то такая связанность отсутствует.
Рис. 13.6. Свободный диск. Система координат
Далее ограничимся рассмотрением случая регулярного (кругового) прецессирования оси диска, когда она, вращаясь относительно оси z, ометает коническую поверхность вращения. Тогда (рис. 13.7)
qx=qcosQt; ₽x=₽cos(q/4~у)= — |3sinQi;
^=^sinQ/; ₽!/=psin(fif+-|-)=₽cosfif, (13.7)
355
23*
где q — радиус кругового прецессирования центра масс; 20 — угол при вершине конуса; й — частота регулярной прецессии.
Проявление динамического процесса в виде регулярной прецессии типично для рассматриваемого ниже круга вопросов. Подставив выражения (13.7) в соотношения (13.5) и (13.6), получим: [
Qx= — mQ2qcos£it; МХ=Ц£1 —Q20sinQ(;
Qv=-mQ2<7sinQ/; Mv== -/,Jl —Q2₽cosQ/ (13.8) или в проекции на невращающуюся меридиональную плоскость:
Q = -mtfq- М=-/э[1 Я20.
Рис. 13.7. Регулярная прецессия оси диска
Здесь Q и М — модули постоянных по величине внешних силы и момента, которые, будучи расположенными в одной меридиональной плоскости, вращающейся с частотой й,. воздействуют на диск. В проекции на невращающуюся меридиональную плоскость они выступают как амплитуды внешних гармонических силы и момента, так же, как q и 0 — амплитуды гармонических перемещений.
В компактном виде динамические характеристики вращающегося с частотой со диска при его регулярном прецессировании с частотой й удобно представить в форме
(Af)==/</'(p); -ф—Л-Ц й2) , (13.9)
где Ко — матрица динамических жесткостей свободного диска.
356
Динамические характеристики вала* Они должны быть определены в сечении вала, где предполагается его стыковка с диском.
Обратимся к примеру вала, расположенного на двух опорах с сечением, где предстоит закрепить диск, — О2 (рис. 13.8).
Рис. 13.8. Определение упругих характеристик вала: а) коэффициенты податливостей; б) коэффициенты жесткостей
Будем предполагать, что система вал — опоры как геометрически, так и упруго обладает осевой симметрией. Поэтому ее характеристики достаточно определить лишь в одной из мериди ональных плоскостей, проходящих через ось симметрии. Пусть к валу в сечении £>2 будут приложены статические сила и
* Данное определение следует понимать в условном смысле, так как дальнейший анализ проведен без учета инерционных свойств вала.
357
момент Q и М, действующие в одной, общей для них, меридиональной плоскости. Тогда связь между статическими силовыми факторами и перемещениями сечения определится линейными соотношениями:
9=anQ + a12A4;
Р=с21Q -|- а22М
или
g \__(аи
.Р ) \°21 ^22 / /
(13.10)
где q и р — линейное и угловое перемещения сечения вала О2 в плоскости действия силовых факторов; ан, а12, а21, и а22 — статические коэффициенты податливостей и, соответственно, квадратная матрица в выражении (13.10)—матрица податливостей вала в сечении D2. Известно, что ti|2=a21. Коэффициенты податливостей в каждом конкретном случае могут быть определены методами, известными из курса «Сопротивление материалов».
Выражение (13.10) может быть преобразовано и приведено к виду
(13.11)
Здесь
( £11 ^12 | ( Оц 012^ 1 ( О22 --П|2\
\ С21 С22/ \ О2\ a22J —°2| ЙП/
— матрица коэффициентов жесткостей вала в сечении D2, полученная обращением матрицы податливостей; До=аца22— — 0,2 — определитель матрицы податливостей. Видно, что с 12=^21- Физический смысл коэффициентов жесткостей и податливостей иллюстрирует рис. 13.8.
Далее вал будем предполагать безмассовым, поэтому его характеристики не будут зависеть, в отличие от диска, ни от частоты вращения, ни от частоты прецессирования и полностью определятся выражениями (13.10) или (13.11), где под Q, М и q, р при регулярном прецессировании следует подразумевать амплитуды силовых факторов и перемещений гармонических процессов, полученных проецированием регулярной прецессии на невращающуюся меридиональную плоскость.
Динамические характеристики системы вал — диск. Определим их в сечении сочленения вала с диском. Пусть в этом сече-
358
нии к системе приложены, действующие в одной плоскости, вращающейся с частотой й и постоянные по модулю, внешние сила Q и момент М. Они уравновесятся соответствующими реакциями со стороны диска и вала, т. е. Q = Qa+QB; М=Мл-\- Мв. В свою очередь, из условия жесткого сочленения диска с валом следует 9д=9в=9 и Рд=Рв~Р- Исходя из этого, принимая во внимание динамические характеристики диска и вала, определяемые выражениями (13.9) и (13.11), получим динамические характеристики вращающегося ротора в сечении D2:
(13.12)
где квадратная матрица — матрица динамических жесткостей системы диск — вал при регулярном прецессировании.
Свободные колебания вращающегося ротора. Собственные частоты и формы колебаний
При свободных колебаниях внешние силовые воздействия отсутствуют, поэтому в выражении (13.12) следует положить Q=jM=0. Тогда свободные колебания опишутся системой однородных уравнений:
•сн — тй2
C2i
(13.13)
Собственные частоты. Система (13.13) имеет нетривиальные решения (</#=0; р^О), когда определитель ее равен нулю, т. е. при
Л=(си-тйг)[с22-/э(1_А_^ Й2]-с22=0. (13.14) Это условие выдерживается лишь при определенных значениях частоты й (при заданной частоте вращения <о) и является уравнением частот, из которого определяются собственные частоты й. Приведем его к виду
+ (13.15)
Ц \ m ' l3 ) ' l3 m ' l3m ' ’
Полученное уравнение четвертой степени имеет четыре корня, различающихся по величине. Они соответствуют четырем собственным частотам системы вал — диск, имеющей как динамический объект четыре степени свободы.
Характер зависимости собственных частот ротора й от частоты вращения и показан на рис. 13.9. Как видно, эти зависимости
359
(+) (+) (-) представляются четырьмя ветвями Q i (<><), а(<0). Н i(«),
Q 2(ю), где символы сверху ( + ) и (—) указывают на положительность и отрицательность корней, а индексы снизу — на номер корня в порядке возрастания его абсолютной величины.
При (о=0 уравнение (13.15) вырождается в биквадратное. Корни его по абсолютной величине попарно совпадают, чем отражается факт появления двукратных собственных частот.
Рис. 13.9; Зависимость частот собственных прецессий ротора от его частоты вращения
Ветви собственных частот (см. рис. 13.9) с увеличением частоты - вращения приближаются к асимптотам. Найдем их уравнения из уравнения частот (13.15). Для этого, поделив его
360
на в и затем положив со->оо, получим £2 ( Q2--—) =о Отсюда
<-)к гу (-)
следуют уравнения для трех асимптот: £2 *2 =—Л/ ——; £2 *j==0;
(+) / с*! 1
£2*1 —'у-~р Для определения четвертой асимптоты поделим уравнение на £24 и, полагая, что при (о->оо также и £2—»-оо, (+) i
найдем £2 2=у-<о (аналогично и при со-»—оо).
Собственные формы. Любой из собственных’ частот С2с отвечает определенное, как это, например, следует из первого уравнения системы (13.13), соотношение перемещений:
При этом свободно колеблющийся ротор совершает круговое прецессионное движение, при котором центр масс диска движется по окружности радиуса q, а ось симметрии его сметает круговую коническую поверхность с углом при вершине конуса 2р (рис. 13.10). Частота прецессирования совпадает с соответствующей собственной частотой, а направление его зависит от знака корня уравнения частот. Если направления прецессирования и вращения совпадают, то собственная прецессия — прямая; в противном случае — обратная. Как видно из рис. 13.9, любой частоте вращения отвечают две прямые и две обратные собственные прецессии. Качественный вид форм колебаний показан на рис. 13.10 (учтено, что с|2=с21<;0). Прецессирующая упругая ось вала — плоская кривая.
Еще раз подчеркнем, что в проекции на любую невращаю-щуюся меридиональную плоскость регулярное прецессионное движение с частотой £2£ представится как гармоническое колебание с частотой и соотношением амплитуд, определяемым выражением (13.16).
Конкретное проявление свободных колебаний вращающегося ротора зависит от конкретных начальных условий, вызвавших их. В общем случае свободное колебание является одновременной суммой (суперпозицией) четырех регулярных прецессий; две из них— прямые, а две другие — обратные.
Проявление собственных колебаний вала с диском больших диаметральных размеров в виде регулярных прецессий (когда <о=И=0) обязано действию гироскопических моментов, вызывающих связанность колебаний в двух взаимно ортогональных плоскостях.
Возбуждение колебаний ротора.
Резонансные режимы. Критические частоты вращения.
Пусть к вращающемуся с частотой и ротору в сечении крепления диска к валу приложены постоянные по модулю внешние
361
сила Q и момент М, которые вращаются с общей для них частотой QB.
Для определения линейных и угловых перемещений диска под воздействием указанных внешних силовых факторов воспользуемся системой уравнений (13. 12), разрешив ее относительно перемещений:
Рис. 13.10. Формы собственных колебаний ротора: а) собственная прецессия (при р/<7>0); б) соотношение линейных и угловых перемещений
Резонансные режимы. Им соответствует неограниченное возрастание перемещений, которое, как видно из выражения (13.17),
362
будет происходить при выполнении условия Л=0. Это условие совпадает с уравнением частот (13. 14), поэтому резонансные колебания будут наблюдаться тогда, когда частота и направление вынужденной прецессии будет совпадать с частотой и направлением той или иной собственной прецессии ротора.
На рис. 13. 11 показано графическое определение резонансных частот вращения силовых факторов Qpc3 при некоторой заданной частоте вращения ротора <озад. Могут проявиться четыре различных резонансных режима. Два из них отвечают прямому вынужденному прецессированию, а два других — обратному.
Sipe}
Рис. 13.11. Резонансные режимы: Д — частота возбуждения; Q— собственная частота
Критические частоты вращения ротора. Полная уравновешенность ротора реально не достижима, поэтому при его вращении всегда действуют неуравновешенные сила и момент. Они выступают как внешние силовые факторы, вращающиеся с частотой вращения ротора, вызывая его вынужденные колебания в виде прямой синхронной прецессии с частотой QB=co. Соответственно резонансные режимы будут наблюдаться на определенных частотах вращения ротора, которые называют критическими. Они могут быть определены из уравнения частот (13.15), в котором следует положить Q —со. На рис. 13.12 показано графическое определение критических частот вращения. Важно обратить внимание, что для «тонких» дисков, у кото-
363
Рых у->1, как при положительном, так и при отрицательном
направлении вращения ротора возможно проявление лишь по одной критической частоте (см. рис. 13. 12, а). Здесь возрастание второй собственной частоты с увеличением частоты враще-
Рис. 13.12. Определение критических Частот вращения ротора: о/р/Д,>1;б-ДГр//э<1
364
ния обгоняет рост частоты возбуждения QB=w. Для «толстых»
дисков с -f-<Z 1 может проявляться и вторая критическая *3
частота вращения (см. рис. 13.12, б).
13.3. КРИТИЧЕСКИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ РОТОРОВ В СИСТЕМЕ ГТД
Авиационный ГТД — сложный динамический объект. При его работе неуравновешенные силы с ротора через подшипники передаются на невращающиеся корпусы, которые, будучи податливыми, также вовлекаются под их действием в колебательный процесс. Это приводит к необходимости рассмотрения двигателя как единого динамического объекта, поскольку динамическое взаимодействие роторов с элементами конструкции ста
тора отражается как на величине .критических частот вращения роторов, так и, что особенно существенно, на числе возможных резонансных состояний в диапазоне рабочих режимов, характер проявления которых не может быть правильно истолкован при
рассмотрении динамики изолированного ротора.
Ниже освещается качественная сторона динамики двигателя как единого динамического объекта. Изложение материала сопровождается рассмотрением простейших динамических моделей. При проектировании, доводке и при связанном с ними углубленном анализе динамики ГТД к рассмотрению привлекают
существенно более сложные динамические модели двигателей [24].
Далее предполагается, что двигатель как динамический объект обладает осевой симметрией. Это упрощает анализ, поскольку под действием неуравновешенности роторов элементы
конструкции его совершают вынужденные колебания в виде регулярных (круговых) прецессий, и анализ сводится к рассмотрению колебаний его в любой одной из меридиональных плоскостей
с учетом того, что инертные свойства вращающихся дисков, свя-
занные с
моментами
поворотами их инерции /пр=/э
осей, определяются приведенными
1—— ” I. При прямой синхронной ьЛ, /, I
прецессии
(одновальный двигатель) QB=w и /„Р=Д|1
Особенности динамического поведения реальных двигателей, отклоняющихся от строгой симметрии, ниже отмечены особо.
Ротор на податливых опорах
Анализируя динамические свойства реальной конструкции, нужно принимать во внимание радиальную податливость опор, в которых вращается ротор. Податливы как подшипники, так и, особенно, корпусы, тем более, что в конструкцию опор обычно
365
вводят специальные упругие элементы. Податливость опор способна существенно снижать величину критических частот вращения роторов, определение которых можно производить так же, как и для ротора на жестких опорах, однако в соответствующих выражениях должны быть использованы новые коэффициенты податливостей (жесткостей), определяемые с учетом податливости опор.
При действии на вал в сечении крепления диска силы Q и момента М линейные и угловые перемещения этого сечения могут быть представлены суммами (рис. 13. 13)
Рис. 13.13. Ротор на податливых опорах: а) Силовые факторы; б) перемещения
+ ₽д = Рд+Рд,
где: q*a и 0д — линейное и угловое перемещение упругого вала на жестких опорах; у*д и Рд — то же, но для жесткого вала на податливых опорах. Выше было представлено (13.10)
Л/д А л (Q\ л (аиаи\
1 о* I ( дд I, I п _ I-
\РД Z 'А* ) \«21 «22 /
Аналогично представим
. (Q\ .
кРд ) VW \«21 «22 )'
где Аа—матрица коэффициентов податливости жесткого вала
366
на податливых опорах. Тогда
Здесь Ае—матрица коэффициентов податливости упругого вала на податливых опорах.
еП е12
,е2| ^22
°11 4“ ап °12 4“ U12 .°21 ~Ь а2| ^22 4“ fi22
Найдем элементы матрицы Аа, предполагая, что податливости опор А и Б соответственно равны аА и аБ.
Из условий равновесия вала (см. рис. 13. 13) 7?д + 7?Б+ Q—0; 2Л1д=/?б£ + Q(L-\~ 0 + Л1=0, где /?Л и /?Б— реакции, действующие на вал со стороны опор А и Б, следует
(13.18)
Перемещения опор найдем из <7а=«а( — Л?а); </г=аг>(—А* б) или
6?а\___ д д __(ал
V/бУ Лоп^б/ °л—10 «б/
где Аоп— матрица податливости опор. Тогда с учетом выражения (13. 18)
Св)—41'"('«) <13,!”
Выразим теперь перемещения <?д и Рд через перемещения опор (см. рис. 13.13). Очевидны соотношения ^Рд =
= из которых, полагая угол Рд малым, т. е.
^Рд ~ Рд, получим
Подставив сюда выражение (13.19), найдем
(^л А___т & у (Q А—д (Q А
1 ’/1оп ° км / ° Ци /
367
где
Если центр масс диска расположен между опорами, то размер / в эти формулы следует подставлять со знаком минус.
Если, например, предположить вал абсолютно жестким, т. е. °ц—°22—ai2=a2i==0> то определитель Д в выражении (13.17) при прямой синхронной прецессии (когда QB = w) с учетом того, а22 aU а12 f Л
что теперь сн=— с22=— с12=с21 = —— (где А«=ана22 —
2 \
— «12), можно представить в виде
или отсюда:
где /пр=/э(—у-)—приведенный момент инерции ротора; ±Рь корни биквадратного уравнения частот Л=0, кото-
рые являются критическими частотами вращения абсолютно жесткого ротора на опорах с радиальными податливостями аА и аБ. Опыт показывает, что во многих случаях решающее влияние на некоторые критические скорости оказывает податливость опор при несущественном влиянии податливости собственного ротора.
Система ротор — корпус
Для иллюстрации влияния динамического взаимодействия ротора и корпуса на критические частоты вращения ротора обратимся к системе, показанной на рис. 13. 14.’ Ее можно считать простейшей динамической моделью компрессора ГТД. Ротор вращается в двух упругих опорах с радиальными податливостями аА и аБ. Девая податливая опора закреплена в жестком массивном корпусе, а правая в упругом корпусе, масса которого предполагается равномерно распределенной по жест-
368
кому кольцу, способному перемещаться в плоскости, нормальной оси системы. Упругая часть этого корпуса — безынертная осесимметричная оболочка, упруго связывающая инертное кольцо с жестким массивным корпусом. Радиальная статическая податливость упругого корпуса в сечении крепления жесткого кольца — ак. Система предполагается осесимметричной.
Рис. 13.14. Система ротор — корпус:
а) схема системы: / — жесткий массивный корпус; 2 — упругие кольцевые элементы; 3 — подшипники; 4 — ротор; 5 — упругий корпус (безинертная осесимметричная оболочка); 6 — жесткое инертное кольцо (масса упругого корпуса); б) динамическая модель системы; в) расчленение системы на две подсистемы
Определение критических частот вращения ротора произведем, воспользовавшись методом динамических жесткостей. Для этого расчленим систему по правой опоре на две подсистемы (см. рис. 13. 14, в) и первоначально по отдельности найдем их
24 Зак. 4527
369
динамические жесткости в сечении расчленения. Сечение расчленения — односвязно, поскольку опора предполагается шарнирной и силовое воздействие одной подсистемы на другую осуществляется посредством одного силового фактора, которым в рассматриваемом примере является радиальная сила.
В подобном случае односвязная динамическая жесткость может быть определена, как показывается в теории колебаний, зависимостью вида
Здесь: /?Л— амплитуда гармонической силы, действующей на систему в точке А с частотой и; рА— амплитуда гармонических перемещений точки А по направлению действия силы; СА — статическая жесткость системы в точке А по направлению действия силы; рь р2.., pi — собственные частоты системы (при ы=р, динамическая жесткость становится равной нулю; это — резонансные частоты); vb v2,.., — собственные частоты той же
системы, но при закрепленной точке А (при w=v;- динамическая жесткость неограниченно возрастает; эти частоты часто называют антирезонансными). Если, например, обратиться к системе, показанной на рис. 13.13, то динамическая жесткость ее в сечении Б по радиальному направлению определится выражением
(13.23)
где р, и р2 — резонансные частоты; v, и v2 — собственные частоты при аБ=0. Отметим, что в случае ~у-> 1 р2 и v2 — отрицательные величины. При абсолютно жестком вале как резонансные, так и антирезонансные частоты могут быть определены из выражения (13.21), если положить А—0. Определяя антирезонансные частоты, следует также положить аБ=0, соответственно 2 1 2
v,=----—---------— И V2->OO.
]
Динамическая жесткость подсистемы I, содержащей ротор. (см. рис. 13.14, в). Ротор будем предполагать абсолютно жестким. Определим динамическую жесткость подсистемы в сечении расчленения. Для этого, первоначально считая, что ротор своей точкой Б опирается через упругий элемент с
370
податливостью а), на жесткое основание, воспользуемся формулой (13.22) с учетом выражения (13.21), тогда
далее полагая, что cig—>-оо, получим
^=-т'4(1-4-)2
(13.24)
где р/2 - вторая резонансная частота подсистемы I (первая из-за —^-=0 стала равной нулю); vn — антирезонансная частота аБ
подсистемы.
„2 л. ..2 рп—О, Р12
(‘~т) +/np/m‘Z-2 a-Km'Inr/tn'L2
2 1 2
V/1 =---------------------V/2 OO .
<,лга[(т) +Мт1/-2]
На рис. 13.15 показана зависимость динамической жесткости подсистемы от частоты вращения ротора.
Динамическая жесткость подсистемы II (рис. 13.14, в). Она также определяется из выражения (13.22):
1^11__г>11
Л Б *-* Б F
1-4-
V11
(13.25)
где рп — собственная (резонансная) частота подсистемы; vji — собственная частота подсистемы при закреплении точки Б (антирезонансная частота) и
Г11
I 2
=- Рп
<1Б Т
1 2 «Б + «к
11 ’ И
m ак аБакт
Зависимость динамической жесткости от частоты ы показана (с обратным знаком) на рис. 13.15.
Динамическая жесткость системы и критические частоты вращения ротора. После сочленения подсистем динамическая жесткость системы в сечении сочленения будет равна сумме динамических жесткостей подсистем, т. е. Лб=/Сб+Лб-
24:
371
Проявлению резонансных режимов, когда ограниченная по величине внешняя возбуждающая сила вызывает неограниченное возрастание перемещений, соответствует условие /(6=0 или
Рис. 13.15. Определение критических частот вращения ротора в системе ротор — корпус:
Подсистема 1. /п’=200 кг; /J, —20 кгм2; /'//^ = 0,25; £ = 0,7 м; //£ = 0,5;
сц = 5-10~8 м/Н. Подсистема II: тп=100 кг: <гь---107 м/Н;
ак5 10 ~s м/Н
отсюда №б= — К", согласно чему на рис. 13.15 дано графическое
определение критических (резонансных) частот вращения ротора. Их три, что согласуется с числом степеней свободы масс, принятой динамической модели. Надо обратить внимание, что приведенные результаты отвечают ротору, у которого 1 •
/
Если же -А>1, то проявятся лишь две критических частоты, ‘ э
подобно тому, как это было показано на рис. 13.12, а.
На рис. 13.16 показаны формы колебаний, соответствующие трем критическим частотам вращения ротора. Третья критическая частота здесь условно может быть названа «корпусной», поскольку наиболее энергично в колебаниях участвует масса упругого корпуса (масса т11). Каждая точка колеблющегося корпуса описывает круговую траекторию вокруг своего равновесного положения. Корпус прецессирует с частотой вращения ротора.
В двигателе может проявляться большее число критических частот вращения, поскольку он как динамический объект,
372
в отличие от рассмотренной системы, имеет большее число степеней свободы. В колебания вовлекаются также ротор турбины и массы других корпусных элементов конструкции.
Рис. 13.16. Формы колебаний системы ротор — корпус на критических частотах вращения жесткого ротора (точка Е — центр масс корпуса)
Многовальные двигатели
В настоящее время основным типом ГТД, использующимся на самолетах ГА, является двухвальный ТРДД. Применяются и трехвальные ТРДД.
При работе многовального двигателя роторы, вращающиеся с различными частотами, динамически взаимодействуют между собой через межвальные подшипники и посредство податливых корпусов, вовлекаемых в колебания.
Многовальность конструкции не только усложняет динамическую систему, но и приводит к новым особенностям динамического поведения двигателя. Они связаны с одновременным действием нескольких возбудителей колебаний и с появлением несинхронных прецессий роторов. Каждый из роторов вращается со своей частотой. Собственная неуравновешенность любого из них вызывает вынужденное прецессирование с частотой его
373
вращения. Как следствие вынужденные поперечные колебания системы в целом представятся суммой двух, а в случае трехвального двигателя — трех прецессионных движений с частотами, равными различающимся частотам вращения роторов. Число возможных резонансных режимов в диапазоне рабочих режимов увеличится из-за одновременного действия нескольких разночастотных возбудителей. Возможность их проявления определяется не только упругомассовыми параметрами системы, как это было в случае однороторного двигателя, но и соотношением частот вращения роторов, поскольку их приведенные моменты инерции зависят от этих соотношений. Если, например, колебания системы возбуждаются неуравновешенностью первого ротора, вращающегося с частотой (оь то все роторы будут прецессировать с этой частотой. По отношению к первому ротору такая вынужденная прецессия будет прямой синхронной, тогда как по отношению к другим роторам, вращающимся с другими частотами, она будет несинхронной. Аналогичная картина наблюдается при возбуждении колебаний неуравновешенностью других роторов.
Влияние на критические частоты вращения роторов некоторых конструктивных и эксплуатационных факторов Анизотропия корпусов. Выше предполагалось, что двигатель как динамический объект обладает строгой осевой симметрией. Однако реальные конструкции всегда отклоняются от нее в большей или меньшей степени. Более существенным такое отклонение может быть у статорной части конструкции. Оно вызывается, помимо случайных причин, особенностями подвески двигателя на воздушном судне, несимметричностью расположения на корпусах массивных агрегатов и т. п.
На рис. 13.17 показана типичная картина проявления
Рис. 13.17. Статическая упругая анизотропия корпуса
упругой радиальной статической анизотропии корпуса, соответствующая гнезду под подшипник. Главные полуоси эллипса стати
374
ческих податливостей здесь ориентированы по вертикальному и горизонтальному направлениям, что характерно для реальных конструкций. Статическая анизотропия влечет за собой и динамическую анизотропию корпусов, поскольку в колебания вовлекаются их массы. Величина, соотношение, а в общем случае и угловая ориентация главных полуосей эллипса динамических податливостей (жесткостей) корпуса, зависят от частоты вращения возбудителя (неуравновешенного ротора).
Динамическая анизотропия корпусов приводит к качественно новым особенностям динамического поведения конструкции. Прежде всего, это:
а) расслоение каждой критической частоты вращения ротора на две, соответствующих проявлению на двух различных частотах вращения двух резонансных состояний в двух взаимно ортогональных меридиональных плоскостях;
б) прецессирование конструкции перестает быть регулярным, т. е. точки ее в процессе колебаний движутся по эллиптическим, а не по круговым траекториям.
На рис. 13.18 приведена характерная картина динамиче-
Рис. 13.18. Характер динамического поведения корпуса в окрестности критической частоты вращения ротора при анизотропии корпуса (расслоение критической частоты)
ского поведения корпуса в окрестности расслоившейся на две некоторой критической частоты вращения ротора. Эта возмож
375
ность должна всегда приниматься во внимание и, особенно, при измерениях и контроле вибрационного состояния двигателей.
Зазоры в подшипниках. Под действием силы тяжести или других статических нагрузок радиальные зазоры в подшипниках односторонне выбираются, что эквивалентно повышению динамической анизотропии корпусов. Попутно отметим, что у быстроходных роторов под действием их неуравновешенности возможна реализация режима обкатки, когда силы неуравновешенности превышают силу тяжести ротора. Ротор «всплывает», при этом его дисбаланс и, соответственно, вибрации двигателя резко возрастают. Нулевыми радиальные зазоры в подшипниках не делают из-за широкого диапазона их температурных деформаций, способных приводить при недостаточности зазоров к защемлению тел качения и разрушению подшипника.
Действие осевых сил. При работе двигателя их валы растягиваются большими усилиями от газовых сил, приложенными в противоположных направлениях к роторам компрессора и турбины. Это способствует повышению поперечной жесткости валов, приводя к некоторому возрастанию собственных частот системы и, соответственно, критических частот вращения роторов. Заметным это влияние может быть для роторов с относительно длинными валами малого диаметра (например, для роторов каскадов низкого давления многовальных ТРДД). Поскольку с изменением режимов полета изменяются и газовые силы, то возможно некоторое изменение и критических частот вращения роторов.
13.4. ПУТИ СНИЖЕНИЯ ПОПЕРЕЧНЫХ ВИБРАЦИЙ ДВИГАТЕЛЕЙ. ИХ НОРМИРОВАНИЕ И КОНТРОЛЬ
Главным источником возбуждения поперечных колебаний (вибраций) газотурбинных двигателей является неуравновешенность роторов. Уровень вибраций растет с увеличением неуравновешенности, зависит он и от частоты вращения, интенсивно возрастая в окрестности критических (резонансных) частот вращения. Снижению уровня вибраций при прохождении критических частот эффективно способствует повышение демпфирования. Соответственно основными путями снижения уровня поперечных вибраций ГТД являются:
— уравновешивание (балансировка) роторов;
— отстройка от опасных резонансных режимов;
— введение в конструкцию специальных демпферов.
Уравновешивание (балансировка) роторов
Идеально уравновешенный ротор — ротор, у которого центры масс любых поперечных сечений по всей его длине совмещены с осью вращения. У реальных роторов центры масс поперечных сечений в большей или меньшей степени смещены и располагаются на некоторой пространственной кривой (рис. 13. 19).
376
Различают жесткие и гибкие роторы. Методы уравновешивания их существенно отличаются [15].
Жесткие роторы. Жестким обычно считают такой ротор, для которого максимальная рабочая частота вращения <отах^ Кыкр1, где о>кр| — первая критическая частота ротора на жестких
Рис. 13.19. Неуравновешенный ротор
опорах, К—0,5...0,7. Выполнение такого условия предопределяет несущественность изгиба ротора под действием неуравновешенных сил, т. е. его допустимо рассматривать как абсолютно жесткое тело.
При вращении жесткий ротор нагружается неуравновешенными силой Q и моментом М, плоскости действия которых, проходя через ось вращения, в общем случае не совпадают. Силовую неуравновешенность часто именуют статической, поскольку она, будучи вызванной смещением центра масс ротора с оси вращения, может быть выявлена на невращающемся роторе (помещением его, например, цилиндрическими опорными поверхностями на параллельные горизонтально установленные призмы (ножи), прокатываясь по которым под действием силы тяжести, он будет стремиться занять положение «тяжелым» местом вниз). Моментная неуравновешенность может проявляться только при вращении ротора, ее называют динамической. На рис. 13.20 показаны простейшие схемы различных видов неуравновешенности.
Со стороны вращающегося неуравновешенного ротора на опоры действуют вращающиеся вместе с ним радиальные усилия РЛ и Fb (рис. 13.21). Их составляющими от неуравновешенной силы Q в плоскости ее действия будут F aq=-jjQ и РБ<?=0—а составляющими от неуравновешенного момента М в его плоскости FSM = — Радиальные усилия
на опорах соответственно представятся векторными суммами:
F
А---
ЪМ
377
Действие этих сил может быть парировано размещением на роторе двух уравновешивающих масс в двух произвольных плоскостях, нормальных оси вращения, которые называют плоскостями приведения. Если плоскости приведения выбраны проходящими через опоры, то ротор будет статически и динамически уравновешен при выполнении условий:
Fл~ t(> HaVa) Fб= —
где рА и рБ — уравновешивающие массы; рА и — радиус-векторы, определяющие их расположение в радиальном и окружном направлениях (рис. 13. 21). Величины произведений ДА=
= На6а и ДБ = рБуБ, при которых обеспечивается полное уравновешивание ротора, называют динамическими дисбалансами неуравновешенного ротора соответственно в плоскостях опор А и Б.
Рис. 13.20. Схемы неуравновешенности жесткого ротора (z— z— ось вращения; z' — z'— главная центральная ось неуравновешенного ротора; — центр масс ротора):
а) — статическая Q/0, б) —динамическая Q = 0, М=£0; в) — общий случай Q^fcO, Л1-/0
Балансировка жестких роторов заключается в определении величины и расположения уравновешивающих масс и, затем, их размещения в выбранных плоскостях приведения, которые называют плоскостями коррекции. Плоскости коррекции, предусматриваемые в конструкции роторов, обычно не совпадают с плоскостями опор, но их стремятся приблизить к ним. Понятно, что полное уравновешивание жесткого ротора осуществимо размещением уравновешивающих масс не только в плоскостях опор.
Динамическая балансировка, посредством которой подавля-. ются и статическая (силовая) и динамическая (моментная) неуравновешенности, производится на балансировочных станках в условиях вращения роторов с частотами существенно меньшими, чем рабочие [15]. Жесткий ротор, будучи отбалансированным на одной частоте вращения, сохраняет сбалансированность и на других частотах.
378
Дисбалансы ротора до и после балансировки называют соответственно начальными и остаточными. Максимально допустимые остаточные дисбалансы нормируются.
Гибкие роторы. Гибкий ротор, будучи динамически отбалансированным как жесткий на некоторой одной частоте вращения.
Рис. 13.21. Уравновешивание жесткого ротора
изгибаясь под действием собственной неуравновешенности и корректирующих масс, способен утрачивать уравновешенность на других частотах. На рис. 13.22 показана простейшая схема проявления такой неуравновешенности.
Рис. 13.22. Схема проявления неуравновешенности у гибкого ротора, который был уравновешен как жесткий (р,л и цБ — «уравновешивающие» массы)
Достижение сбалансированности гибкого ротора в диапазоне частот вращения связано со стремлением к совмещению центров масс любых его поперечных сечений (см. рис. 13.19) с осью вращения. Поэтому при изготовлении деталей и сборке роторов стремятся в максимальной степени обеспечить их осевую симметрию. Этому способствует изготовление деталей роторов с повышенной точностью и, особенно, их посадочных (центрирующих) поверхностей, которые определяют взаимную ориентацию элементов конструкции в собранном узле. До сборки проводят также предварительную балансировку большинства конструктивно осе
379
симметричных деталей и узлов (дисков, барабанов, валов и т.п,), что в существенной мере способствует их массовой симметризации. При 'сборке осуществляют подбор и соответствующую окружную расстановку рабочих лопаток и других деталей с учетом их индивидуальных масс; стремятся осуществить такую окружную ориентацию соседних предварительно отбалансированных рабочих колес, когда остаточные дисбалансы взаимно парируются; обеспечивают равномерность окружной затяжки крепежных элементов, поскольку в противном случае возможно искривление оси ротора и т. д.
При соблюдении подобных условий собранный ротор далее бывает достаточно подвергнуть обычной динамической балансировке в двух плоскостях коррекции, после которой он проявляет себя приемлемо уравновешенным в рабочем диапазоне частот вращения.
В наиболее сложных случаях приходиться прибегать к специальным методам балансировки с использованием дополнительных плоскостей коррекции и даже на рабочих частотах вращения [15].
Влияние эксплуатационных условий на уравновешенность роторов
Нарушение взаимной центровки деталей ротора. Действие центробежных нагрузок и изменение температурного состояния влияет на величину упругого радиального натяга в стыках поверхностей, по которым осуществляется взаимная центровка деталей. На некоторых режимах работы натяг может исчезать и возможно появление радиальных зазоров, что влечет за собой нарушение взаимной центровки и, как следствие, разбалансировку ротора. Причиной этого является недостаточность упругого монтажного натяга, а также возможность роста с увеличением времени наработки пластических деформаций, уменьшающих такой натяг. Пути устранения подобных несовершенств конструкции — правильный выбор жесткостей элементов, через которые взаимно сопрягаются и центрируются детали, в сочетании с обеспечением нужного монтажного натяга, а также вынос центрирующих элементов из зон влияния пластических деформаций на величину натяга.
Пластические деформации (ползучесть) деталей. В условиях повышенных температур и существенных напряжений в некоторых деталях роторов развиваются с течением времени пластические деформации (деформации ползучести), которые в силу их возможной окружной неравномерности способны приводить к возрастанию неуравновешенности роторов. Основной путь борьбы — уменьшение действующих напряжений в зонах повышенных температур, а также снижение этих температур.
Температурное коробление роторов. Оно связано с отклонением от осевой симметрии температурных полей деталей роторов
380
и, соответственно, с окружной неравномерностью их термических деформаций.
На рабочих режимах это возможно из-за окружного различия •коэффициентов теплопередачи в стыках сопрягаемых деталей, которое может вызываться неоднородной шероховатостью сопрягаемых поверхностей и неравномерной окружной затяжкой болтовых соединений. Проведение мероприятий по выравниванию окружной неоднородности температур уменьшает температурное коробление роторов, способствуя стабилизации их уравновешенности [16].
Неосесимметричная деформация роторов может также происходить из-за неравномерного остывания их верхней и нижней половин после останова двигателя. Оно связано со свободной конвекцией воздуха, нагревающегося от контакта с неостывшей конструкцией, в результате чего верхняя половина ротора, омываемая воздухом с более высокой температурой, остывает медленнее. Различие в нагреве и, соответственно, в температурной деформации верхней и нижней половин приводит к выпучиванию ротора вверх. Это вызывает появление дополнительной неуравновешенности, называемой термическим или тепловым дисбалансом. В случае скорого повторного запуска возможны повышенные вибрации двигателя. Они на критических частотах вращения могут в 15...20 раз превышать вибрации при равномерно нагретом роторе. По мере прогрева ротора работающего двигателя и выравнивания его температур, величина термического дисбаланса падает и вибрации уменьшаются. Максимум термического дисбаланса, как это было экспериментально установлено для одного из двигателей, достигался через 30...60 мин после останова. Проявление опасных вибраций, связанных с таким дисбалансом, при необходимости скорого повторного запуска может быть устранено или ослаблено многократной прокруткой ротора в промежутке времени между остановом двигателя и его последующим запуском.
Неосесимметричность деформаций роторов под действием крутящих моментов и осевых сил. В рабочих условиях роторы нагружены значительными по величине крутящими моментами и осевыми силами. Последние, например, достигают иногда сотен килоньютонов, существенно превышая тягу, развиваемую двигателем.
При нарушениях окружной упругой изотропии роторов действие крутящих моментов и осевых сил способно вызывать искривление их оси, что влечет за собой появление дополнительной неуравновешенности. В частности, погрешности изготовления и сборки муфт, соединяющих роторы компрессора и турбины, при передаче крутящих моментов и осевых сил могут приводить к появлению существенных неосесимметричных нагрузок, которые искривляют ротор.
Поскольку крутящие моменты и осевые силы являются следствием действия газовых нагрузок, то вибрации, связанные с 381
искривлением роторов под их воздействием, зависят от режима полета.
Аэродинамический дисбаланс. Силовое взаимодействие рабочего колеса с потоком газа может приобретать неосесимметричный характер. К этому приводит неполная идентичность геометрических форм и расположения рабочих лопаток в колесе, влекущая за собой различие в режимах их обтекания и, как следствие, возникновение общей аэродинамической неуравновешенности. Она проявляется в виде неуравновешенного момента, который действует на колесо в плоскости, проходящей через ось вращения, вращаясь вместе с ним. Наиболее ощутимо такая неуравновешенность способна проявляться у рабочих колес вентиляторов и первых ступеней компрессоров, имеющих сравнительно малое число длинных лопаток. Возможность возникновения неуравновешенности подобного рода у воздушных винтов хорошо известна.
Величина аэродинамического дисбаланса зависит, при прочих равных условиях, от режима полета, будучи пропорциональной величине газовых сил. В качестве средства его подавления может использоваться взаимная перестановка диаметрально противоположных лопаток (при соблюдении массовой уравновешенности), а также другие мероприятия, способствующие аэродинамической симметризации рабочего колеса.
Совокупное действие различных дисбалансов. Дисбалансы различного происхождения геометрически суммируются, создавая в рабочих условиях некоторую общую неуравновешенность ротора. Величина ее, в зависимости от игры абсолютной величины и фаз (окружной ориентации) составляющих дисбалансов, может как возрастать, так и падать.
Надо иметь в виду, что общая неуравновешенность может изменяться с изменением режима полета, поскольку от этого зависят некоторые виды несбалансированности. Хорошо известно, например, что уровень вибраций некоторых двигателей существенно изменяется с изменением высоты полета при неизменности частоты вращения ротора. Одной из причин этого может являться изменение его общей неуравновешенности.
Отметим также, что остаточный дисбаланс роторов обычно растет по мере увеличения времени общей наработки двигателя. Это связано с пластическими деформациями деталей, со взаимным их смещением, короблением и т. п. Известны примеры, когда роторы двигателей, поступивших из эксплуатации в ремонт, имели остаточные дисбалансы, возросшие более чем в десять раз.
Важно чтобы изменение неуравновешенности роторов как на различных режимах работы двигателя, так и по времени наработки не приводило к вибрациям, превышающим норму. Стабильность сбалансированности роторов — одно из существенных свойств, определяющих качество двигателя.
382
Отстройка от опасных резонансных режимов
В окрестности критических частот вращения роторов вибрации двигателя сильно возрастают. Поэтому стремятся реализовать такую конструкцию, в которой критические частоты вращения располагались бы вне рабочего диапазона частот вращения. Подобная отстройка осуществляется изменением жесткости элементов системы ротор — корпус, в результате которого опасные резонансные режимы смещаются из рабочей зоны как в сторону больших, так и в сторону меньших частот вращения. Потенциально опасных резонансных режимов, как правило, бывает несколько и сместить их все-на более высокие частоты вращения практически невозможно, чаще всего из-за относительно низкой жесткости максимально облегченных корпусных элементов конструкции.
Роторы многоступенчатых компрессоров и турбин стремятся выполнять с максимальной, насколько это оказывается возможным, поперечной жесткостью. Цель — сдвинуть максимально вверх критические частоты вращения, на которых возможен их изгиб. Это позволяет избежать необходимости их балансировки как гибких.
Высокая поперечная жесткость роторов достигается использованием барабанно-дисковой конструкции, сближением опор и даже смещением их внутрь роторов при консольном креплении рабочих колес первых и последних ступеней.
Напротив, критические частоты вращения, связанные с перемещениями роторов как жестких тел в единой упругой системе роторы — корпус, обычно стремятся сместить вниз на частоты вращения меньшие, чем частоты, соответствующие режиму земного малого газа. Эффективным средством управления смещением резонансных режимов на нужные низкие частоты является введение в конструкцию опор специальных упругих элементов. При упругих опорах на рабочих частотах вращения значительно снижаются динамические нагрузки, передающиеся с ротора на корпус. Упругая подвеска роторов способствует их самоцентрированию.
Широко применяются упругие опоры с податливым элементом в виде кольца, снабженного с двух сторон чередующимися, равномерно расположенными по окружности выступами. Такое кольцо обычно размещается между неподвижной обоймой подшипника качения и корпусом опоры (см. рис. 7. 5, в). Изменяя толщину и ширину, а также число выступов на нем, можно управлять жесткостью упругой опоры.
Обеспечение безопасного перехода через критические частоты вращения
Выведение двигателя на рабочий режим связано с необходимостью перехода через некоторые критические частоты вращения. У современных двигателей эти критические частоты обычно 383
располагаются ниже частот вращения, соответствующих режиму земного малого газа, и переход через них осуществляется при запуске и останове.
Переход через критические частоты вращения может сопровождаться существенным возрастанием амплитуд вибраций. Это приводит к появлению больших динамических нагрузок, действующих на конструкцию, что неблагоприятно отражается на работоспособности некоторых ее элементов (подшипников, агрегатов и др.), способно вызывать усталостные повреждения деталей. Из-за больших амплитуд вибраций возможно задевание корпусов вращающимися лопатками и гребешками лабиринтных уплотнений, что требует назначения повышенных радиальных зазоров, либо приводит к повышенной радиальной выработке срабатываемых покрытий: это снижает КПД компрессоров и турбин и, как следствие, ухудшает эксплуатационные характеристики двигателей.
Амплитуды вибраций в сильной степени зависят от демпфирующих свойств конструкции, уменьшаясь с возрастанием демпфирования. Газотурбинный двигатель обладает значительным конструктивным демпфированием. Главным образом оно связано с возможностью микроперемещений под действием динамических нагрузок в многочисленных стыках элементов конструкции статора и рассеяния энергии колебаний в них из-за трения. Конструкционное демпфирование зависит от многих специфических для данного типа и экземпляра двигателя конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов.
Для уверенного повышения демпфирования в современных конструкциях ГТД широко используются специальные демпферные опоры.
Схема одной из таких опор показана на рис. 7.6. Здесь в качестве демпферного элемента используют многослойный набор согнутых в кольцо тонких стальных лент, который помещен между внешней обоймой подшипника и стаканом, установленным в корпусе опоры. Ленты зафиксированы от проворачивания; в полость, где они размещены, подведено масло. В рабочих условиях радиальное вращающееся усилие передается с ротора через подшипник и кольцевой пакет лент на корпус. Под действием этого усилия пакет деформируется и в окружном направлении по нему с частотой вращения ротора гонится волна деформаций. Из-за трения при относительных микросмешениях лент в зоне деформаций, а также в результате выталкивания масла из зазоров между ними и последующего всасывания его, создается усилие, препятствующее прецессированию ротора, что и снижает уровень вибраций.
Впервые такой демпфер был установлен на задней опоре турбины мощного ТВД. Это позволило при проходе через критическую частоту вращения снизить амплитуды вибраций в 8... 10 раз, что устранило появление усталостных трещин на корпусе
384
турбины, также уменьшило радиальную выработку срабатываемых керамических вставок, ограничивающих величину радиальных зазоров между концами рабочих лопаток турбины и корпусом. Последнее увеличило КПД турбины и улучшило экономии ность двигателя.
Демпферная опора другого типа показана на рис. 7.7. Здесь наружная обойма подшипника связывается с корпусом с помощью упругой втулки, снабженной для увеличения ее радиальной податливости продольными равномерно расположенными по окружности прорезями. Между упругоподвижной частью втулки и корпусом образован кольцевой радиальный зазор (0,15...0,25 мм), в который через жиклер подается масло. Полость, образованная зазором, слева и справа ограничена упругими разрезными уплотнительными кольцами. При работе двигателя под действием вращающейся силы упругая втулка деформируется и зазор изменяется, в результате чего возникают силы гидродинамического сопротивления, препятствующие развитию вибраций.
Общие вибрации двигателей. Их нормирование и контроль
О вибрационном состоянии двигателя судят по результатам измерения вибраций в определенных точках на массивных и жестких силовых элементах конструкции статора (корпусы опор, узлы крепления двигателя к воздушному судну, места стыка силовых элементов и т. п.). Выбор этих точек, так же как и выбор направлений измерений вибраций, осуществляется на основе предшествующего опыта и уточняется в процессе доводки двигателя. Обычно измерение ведется в нескольких поясах по длине двигателя в горизонтальном, вертикальном и, иногда, осевом направлениях.
Первичные преобразователи (датчики) вибраций, размещенные в выбранных точках, называют штатными (в отличие от других, которые могут устанавливаться в специальных случаях).
Измерение вибраций в штатных точках главным образом нацелено на оценку общего вибрационного состояния двигателя, которое определяет вибронапряженность наиболее ответственных силовых элементов его конструкции и сильно влияет на интенсивное’ браций деталей и узлов, закрепленных на них (трубопрове грегаты и т. п.). Вибрация, измеренная штатными датчико..и, не обязательно максимальна, но обязательно должна быть наиболее характерной, четко и устойчиво отражающей уровень действующих возбуждающих сил и чувствительной к появлению отклонений от нормальной работы ответственных узлов (роторов, подшипников и т. д.). Под общими вибрациями двигателя обычно понимают вибрации, измеренные в штатных точках.
385
25 Зак. 4527
Уровень гармонической вибрации с частотой « может характеризоваться амплитудой виброперемещений q, амплитудой виброскорости V=qa>, либо амплитудой виброускорения a = qwi (или коэффициентом вибррперегрузки Kg=~—, где g — ускорение силы тяжести).
Наиболее стабильным, а поэтому и удобным, параметром, характеризующим интенсивность допустимых вибраций как в диапазоне рабочих режимов двигателей данного типа, так и для двигателей различных типоразмеров, является амплитуда виброскорости V. Максимально допустимый уровень вибрации нормируется. За норму принимается такой наибольший уровень вибраций, при котором на протяжении ресурса с большой (заданной) степенью вероятности гарантируется отсутствие неисправностей вибрационного происхождения при мерах практического обеспечения нормы, приемлемых для конструкции, технологии изготовления и эксплуатации двигателя.
Установление норм допустимых вибраций для каждого конкретного типа двигателя производится на основе предшествующего опыта доводки и эксплуатации. По мере накопления опыта эксплуатации и ремонта нормы могут корректироваться. Анализ статистических сведений по допустимому уровню вибраций для авиационных двигателей различных типов, который в каждом конкретном случае устанавливался опытным путем, показывает, что безопасному уровню вибраций соответствуют амплитуды виброскоростей К<60 мм/с.
Нормы на допустимую вибрацию могут устанавливаться дифференцированно для новых и ремонтных двигателей. Например, для одного из мощных ТРДД были установлены следующие нормы: на стенде для нового двигателя^ 15 мм/с; после ремонта 19 мм/с; в эксплуатации как для новых, так и ремонтных двигателей 5^25 мм/с. Для двигателя данного типа, но устанавливаемого на различные воздушные суда, нормы на допустимую вибрацию могут назначаться также дифференцированно.
Вибрации двигателей контролируются как в полете, так и при наземной гонке. Как в том, так и в другом случае контроль вибраций и их сопоставление с нормой ведется на одинаковых типичных режимах работы двигателей. Для полетных условий им может быть режим максимальной продолжительности.
В полете контролируются, как правило, роторные вибрации. На многодвигательных воздушных судах контролируются вибрации каждого из двигателей, для чего используются стрелочные приборы наряду с сигнализаторами превышения уровня допустимых вибраций. Если допустимый уровень вибраций на одном из двигателей превышен, то он должен быть переведен на пониженный режим работы и затем выключен.
386
Часть 3. ОСНОВНЫЕ СИСТЕМЫ ГТД
Глава 14. МАСЛЯНЫЕ СИСТЕМЫ
14.1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ
Назначение. Маслосистемы служат для подвода необходимого количества масла к потребителям с заданными свойствами и параметрами (вязкостью, чистотой, давлением и температурой). Подвод масла необходим для следующих целей:
— уменьшения трения и износа деталей двигателя;
— отвода от них тепла, выделяющегося в результате трения и передаваемого соседними нагретыми элементами;
— промывки деталей с целью удаления продуктов износа;
— предохранения их от коррозии и наклепа;
— контроля технического состояния элементов двигателя, омываемых маслом.
В маслосистемах некоторых ГТД масло используют так же, как рабочую жидкость в гидравлических устройствах различного назначения (гидромеханизмах клапанов перепуска воздуха, втулках воздушных винтов изменяемого шага и т. п.).
Потребители масла в ГТД. В ТРД, ТРДД и турбовальных ГТД потребителями масла являются подшипники опор роторов, детали приводов агрегатов (подшипники, шестерни) и элементы трансмиссии (подвижные узлы соединения роторов компрессора и турбины, подшипники и узлы соединения валов отбора мощ ности). В ТВД к потребителям, кроме отмеченных, следует отнести детали редукторов и втулки винтов изменяемого шага.
Типы применяемых масел. В зависимости от диапазона рабочих температур в маслосистемах ГТД используют нефтяные или синтетические масла. Допустимые рабочие температуры, при которых нефтяные масла существенно не изменяют свойств, лежат в диапазоне от —40 до 4-130°С, а для синтетических масел верхний предел температур может достигать 200...300°С.
Высокоскоростные подшипники опор роторов требуют применения масел низкой вязкости, которые не оказывают большого сопротивления вращению и обладают хорошей прокачиваемостью, обеспечивая отвод необходимого количества тепла от подшипников. Поэтому в ТРД, ТРДД и турбовальных ГТД, где основными потребителями являются подшипники опор, используют нефтяные масла низкой вязкости, такие как МК-8, трансформа-25* 387
торное, веретенное и их смеси. Для смазки высоконагруженных зубчатых зацеплений редукторов ТВД необходимы масла высокой вязкости (МК-22, МС-20), имеющие достаточную прочность масляной пленки для обеспечения граничного трения в зонах контакта зубьев шестерен. Поскольку большинство ТВД имеют объединенные системы смазки двигателя и редуктора, в этих системах применяют смеси, состоящие из 75% (по объему) масел низкой вязкости и 25% масел высокой вязкости.
Высокотемпературные синтетические масла вначале получили применение для двигателей сверхзвуковых самолетов в связи с трудностями охлаждения масла при больших сверхзвуковых скоростях полета, когда велики температуры возможных охладителей (воздуха и топлива). В настоящее время их широко используют в маслосистемах большинства ГТД, имеющих высокие параметры рабочего цикла и быстроходные подшипники опор роторов с повышенным внутренним тепловыделением. Наиболее распространены синтетические масла следующих марок: Б-ЗВ, ИПМ-10, ВНИИНП 50-1-4Ф.
В маслосистемах маломощных ГТД вспомогательного назначения и двигателей однократного применения иногда в качестве смазочной жидкости используют основное топливо — керосин. Основное топливо применяют также для смазки и охлаждения подшипников приводных топливных агрегатов (топливных насосов, центробежных регуляторов и др.).
Требования, предъявляемые к маслосистемам. Система смазки ГТД должна обладать следующими свойствами:
— высокой надежностью (т. е. способностью обеспечивать необходимую прокачку масла) при любых условиях эксплуатации, так как от работоспособности этой системы существенно зависит надежность всего двигателя (например, длительное масляное голодание подшипников опор ротора может привести к их недопустимому износу и возможному за этим разрушению двигателя с тяжелыми последствиями);
— достаточной высотностью, которая должна быть не меньше практического потолка самолета;
— высокой контролепригодностью в эксплуатации, способствующей эффективному контролю технического состояния деталей ГТД, омываемых маслом (подшипников опор, элементов трансмиссии, деталей редукторов ТВД и др.);
— малым расходом масла в связи с большой его стоимостью (особенно синтетического) и экологическими требованиями;
— способностью обеспечивать высокую чистоту масла, подводимого к потребителям, и оптимальные его температуры на входе и выходе из двигателя;
— хорошей эксплуатационной технологичностью, т. е. удобством осмотра агрегатов в эксплуатации, их регулировок и замены, заправки и слива масла;
388
— компактностью и малым весом. Длина трубопроводов и их гидравлические сопротивления должны быть по возможности наименьшими. Для удовлетворения этого требования современные маслосистемы целиком компонуют на двигателе и применяют комплексные маслоагрегаты, состоящие из нескольких элементов (например, агрегаты, состоящие из нагнетающего, откачивающих маслонасосов, фильтра тонкой очистки и т. п.).
При работе маслосистемы должна быть исключена возможность попадания масла в воздух, отбираемый из компрессора в систему кондиционирования.
14.2. УСТРОЙСТВО МАСЛОСИСТЕМ
Маслосистема ГТД объединяет в себе системы смазки и суфлирования. В некоторых двигателях в ее состав входят также гидравлические устройства, использующие масло как рабочую жидкость.
Типы маслосистем
По способу использования масла различают циркуляционные маслосистемы и системы с однократной подачей масла к потребителям (разомкнутые).
В разомкнутых системах масло после прокачки через потребители удаляют из двигателя, выводя в камеру сгорания или выходное устройство. Вместо насосной подачи масла в них часто используют вытеснительную. Такие системы весьма просты, имеют минимально возможное число элементов и малый вес, однако отличаются большими расходами масла. Поэтому их применяют, главным образом, в ГТД однократного действия.
В циркуляционных системах масло используют многократно. После прокачки через двигатель и восстановления свойств (охлаждения, очистки) его вновь подводят к потребителям. Системы смазки данного типа имеют малые расходы масла, в связи с чем они получили основное применение в ГТД. По характеру циркуляции масла относительно двигателя и маслобака эти системы подразделяют на замкнутые и короткозамкнутые. В замкнутых системах (которые иногда называют нормальнозамкнутыми) циркуляция масла происходит через бак, после прокачки через потребители оно поступает в бак с последующим возвратом в двигатель. В короткозамкнутых системах основное количество масла циркулирует через двигатель, минуя бак, из которого происходит восполнение циркуляционного контура с помощью специального подкачивающего маслонасоса (насоса подпитки), подводящего масло к нагнетающему насосу с повышенным давлением и обеспечивающего, вследствие этого, увеличение высотности системы. Благодаря более короткому циркуляционному контуру, в короткоз'амкнутых системах прогрев масла в начале работы ГТД происходит быстрее, чем в замкнутых, что особенно важно для маслосистем большой емкости (свойствен-
389
ных обычно для ТВД). Однако по сравнению с замкнутыми системами короткозамкнутые сложнее и имеют больший вес.
В зависимости от избыточного давления в системе суфлирования различают маслосистемы открытого и закрытого типов: В открытых системах масляные полости двигателя и воздушную полость бака, объединенные системой суфлирования, сообщают с атмосферой, а в закрытых указанные полости наддувают, поддерживая в них постоянное избыточное над атмосферным давление небольшой величины с целью увеличения высотности системы, достигаемой снижением интенсивности кавитации масла на входе в нагнетающий и откачивающие насосы.
Структура циркуляционных маслосистем
Данные системы независимо от их разновидностей имеют три характерных магистрали — подпитки, нагнетания и откачки (образующие циркуляционную систему смазки двигателя) — и дополнены системой суфлирования.
Магистраль подпитки служит для подвода необходимого количества масла из бака к нагнетающему насосу. Чтобы высотность системы смазки была по возможности наибольшей, давление масла на входе в нагнетающий насос при его работе не должно быть чрезмерно низким (ниже 0,04...0,06 МПа), когда из масла происходит выделение пузырьков воздуха, т. е. возникает кавитация. Поэтому с целью снижения гидравлического сопротивления магистрали подпитки трубопровод подвода масла выполняют коротким, с плавными поворотами и достаточно большого диаметра, величину которого подбирают из условия, чтобы скорость движения масла в нем не превышала 1,5...2,0 м/с. Для создания необходимого статического давления перед нагнетающим насосом бак располагают возможно выше по отношению к насосу, а в закрытых маслосистемах его воздушную полость наддувают. В магистрали подпитки короткозамкнутых систем устанавливают подкачивающий насос, редукционный клапан которого поддерживает постоянное давление масла перед нагнетающим насосом в пределах 0,06...0,08 МПа, что обеспечивает автоматическое восполнение циркуляционного контура системы и существенно увеличивает ее высотность.
Магистраль нагнетания обеспечивает подвод масла к потребителям под давлением 0,35...0,5 МПа. Такой диапазон давлений определен опытным путем и является оптимальным для маслосистем ГТД. При давлении масла меньше 0,35 МПа трубопроводы магистрали нагнетания необходимо выполнять увеличенного диаметра, что приведет к возрастанию веса системы. При давлении больше 0,5 МПа возможно существенное увеличение гидродинамического нагрева потребителей от высокоскоростной струи масла, вытекающего из форсунок.
В состав магистрали нагнетания входят следующие элементы:
1) нагнетающий насос с редукционным клапаном, автоматизм
чески поддерживающим заданное давление масла в магистрали. Производительность этого насоса в расчетных условиях (на земле) принимают в 1,5...2,5 раза больше потребной прокачки масла через двигатель, чтобы с увеличением высоты полета не происходило снижение фактической прокачки масла из-за уменьшения производительности насоса. Избыточное количество масла, подаваемого насосом на малых высотах, редукционный клапан перепускает с выхода из насоса на его вход и за счет этого поддерживает постоянное давление в магистрали нагнетания на всех высотах полета;
2) запорный (или обратный) клапан, препятствующий перетеканию масла из бака в систему при неработающем двигателе. Пружина запорного клапана удерживает его в закрытом положении при давлении масла, не превышающем 0,02...0,05 МПа. В начале работы двигателя клапан открывается давлением, создаваемым нагнетающим насосом;
3) основной маслофильтр тонкой очистки с перепускным клапаном, который в случае засорения фильтра и возрастания, вследствие этого, перепада давления на нем перепускает масло в двигатель помимо фильтрующих элементов. Натяжение пружины перепускного клапана регулируют таким образом, чтобы перепуск масла происходил при повышении перепада давления на фильтре до 0,13...0,16 МПа;
4) дополнительные фильтры грубой очистки, устанавливаемые перед масляными форсунками и предохраняющие их от засорения крупными посторонними частицами в случае засорения или разрыва сеток основного фильтра;
5) масляные форсунки потребителей, обеспечивающие струйную подачу масла на наиболее нагруженные поверхности трения;
6) датчики систем измерения и сигнализации параметров масла на входе в двигатель;
7) трубопроводы, соединяющие элементы магистрали между собой. Диаметр трубопроводов выбирают из условия, чтобы скорость движения масла в них не превышала 3 м/с.
Магистраль откачки необходима для отвода отработанного масла от потребителей и восстановления его свойств — отделения воздушно-масляной смеси, фильтрации и охлаждения. В зависимости от типа маслосистемы магистраль откачки обеспечивает подвод масла в бак или на вход в нагнетающий масло-насос. Данная магистраль содержит следующие основные элементы:
1) маслосборники, в которые стекает масло от потребителей. Их размещают в нижних полостях корпусов опор, переходных корпусов ТРДД, лобовых картеров ТВД, на нижних коробках приводов агрегатов и т. п. В маслосборниках часто устанавливают пеногасящие и фильтрующие сетки;
2) откачивающие маслонасосы, выводящие масло из маслосборников. Число откачивающих насосов и маслосборников при
391
нимают не меньше числа опор двигателя. Это необходимо для того, чтобы не допустить возможного в случае применения одного общего насоса скопления масла в отдельных подшипниках ротора из-за различной прокачки масла через них. Такое скопление может вызвать сильный перегрев подшипников и выброс масла через уплотнения опор. Суммарная производительность откачивающих насосов должна в 2...3 раза превышать производительность нагнетающего насоса, чтобы они могли поддерживать маслосборники сухими при увеличенном объеме отработанного масла в результате его нагрева, вспенивания и насыщения воздухом. Принцип «сухого маслосборника» должен быть реализован при любых эволюциях воздушного судна и высотах полета. Выполнение вышеотмеченных требований обеспечит возможность непрерывной прокачки свежего масла через потребители маслосистемы и их надежного охлаждения при всех условиях эксплуатации;
3) воздухоотделитель, который выделяет из вспененного откачиваемого масла воздушно-масляную смесь (смесь воздуха и других газов с частицами распыленного и испаренного масла). Чистое масло поступает от воздухоотделителя к другим элементам магистрали откачки (фильтру, маслорадиатору), а воз-душно-масляная смесь отводится либо к центробежному суфлеру системы суфлирования, либо в бак для подогрева имеющегося в нем масла (последнее характерно, главным образом, для короткозамкнутых систем). Для короткозамкнутых систем наличие воздухоотделителя в магистрали откачки обязательно, так как в данных системах отсутствует возможность отстоя масла в баке, а подача к нагнетающему насосу вспененного масла недопустима из-за его склонности к кавитации. Основное применение для них получили приводные центробежные воздухоотделители, которые иногда используют и в замкнутых системах с целью уменьшения пенообразования в баке;
4) фильтр, очищающий масло от продуктов износа деталей двигателя и других механических примесей. На этом фильтре часто устанавливают перепускной клапан, обеспечивающий перепуск масла помимо фильтрующих элементов при их засорении, сигнализатор перепада давления или стружкосигнализатор;
5) радиатор, необходимый для охлаждения масла. В ТРД и ТРДД обычно применяют топливомасляные радиаторы (ТМР). а в ТВД и вертолетных ГТД — воздушно-масляные (BMP). На радиаторах устанавливают перепускные клапаны, которые при увеличении давления масла перед ними до предельно допустимой величины (до 0,2...0,3 МПа) перепускают его по параллельному обводному каналу. Повышение давления масла перед радиатором возможно при запуске двигателя в условиях низких температур, когда радиатор имеет повышенное сопротивление из-за большой вязкости холодного масла. Применение перепускных клапанов предохраняет радиаторы от разрушения повышен
392
ными давлениями и позволяет быстрее прогреть масло в двигателе при запуске. В топливомасляных радиаторах некоторых ГТД применяют так называемые термостатические клапаны, которые предотвращают большой нагрев топлива путем его перепуска мимо ТМР при возрастании температуры топлива до 80...90°С;
6) датчики систем измерения и сигнализации параметров масла на выходе из двигателя;
7) трубопроводы, соединяющие элементы магистрали между собой.
Система суфлирования служит для поддержания в масляных полостях двигателя и воздушной полости бака определенного избыточного давления путем удаления воздуха, а также для обеспечения заданных перепадов давлений между наддуваемыми воздухом предмасляными полостями уплотнений и масляными полостями опор. Суфлирование указанных полостей следует понимать как сообщение их с атмосферой каким-либо способом, за счет чего достигаются отмеченные цели.
При работе двигателя в масляных полостях опор, коробок приводов агрегатов, редуктора и других возможно повышение давления вследствие постоянного проникновения воздуха через наддуваемые маслоуплотнения опор или понижение давления из-за отсасывания воздуха откачивающими насосами, имеющими большие запасы производительности. Чрезмерно высокое давление в масляных полостях двигателя может стать причиной выброса масла через маслоуплотнения и его повышенного расхода. При низких давлениях в этих полостях возможно увеличение пенообразования и ухудшение откачки масла вследствие кавитации. Поэтому все масляные полости двигателя сообщают при помощи суфлера с атмосферой или наружным контуром ТРДД, что позволяет создать оптимальный избыток давления в них над атмосферным (в открытых маслосистемах ризб=0, а в закрытых— р„зб=0,02...0,04 МПа) Воздушную полость маслобака, в которой также необходимо стабилизировать давление, обычно соединяют с суфлируемыми полостями двигателя или сообщают с атмосферой при помощи отдельного суфлера.
Суфлер, соединяющий полости суфлирования с атмосферой, выделяет из подведенной к нему под действием избыточного давления воздушно-масляной смеси воздух и другие газы, выпуская их в атмосферу (обычно через выходное устройство двигателя) и возвращая в систему смазки выделенное из указанной смеси масло. Основное применение в системах суфлирования получили центробежные суфлеры, обеспечивающие существенное уменьшение расхода масла за счет почти полного его возврата в циркуляционный контур маслосистемы.
В предмасляные полости опор двигателя обычно подводят воздух от компрессора для наддува уплотнений масляных полос
393
тей подшипников. Эффективность наддува зависит от перепадов давления воздуха между предмасляными и масляными полостями. При малых перепадах давления или их отсутствии будет происходить выброс масла через уплотнения опор, а при чрезмерно больших возможен сдув масла с подшипников потоком воздуха, проникающего в масляные полости. Регулирование рассматриваемых перепадов давления осуществляют путем суфлирования предмасляных полостей опор, сообщая их с атмосферой специальными трубопроводами, через которые происходит частичный сброс воздуха, подведенного на наддув уплотнений, и выброс утечек масла, чтобы они не попадали в тракт двигателя. Количество сбрасываемого воздуха изменяют подбором сечения жиклеров, устанавливаемых в трубопроводы суфлирования.
Таким образом, систему суфлирования можно разделить на две функциональные группы, одна из которых предназначена для суфлирования масляных полостей двигателя и воздушной полости бака, а вторая обеспечивает суфлирование предмасляных полостей опор.
14.3. ТИПИЧНЫЕ СХЕМЫ ЦИРКУЛЯЦИОННЫХ МАСЛОСИСТЕМ
Схема замкнутой системы смазки, соответствующая требованиям ГОСТ 2.704—76, ГОСТ 2.782—68, приведена на рис. 14.1. Магистраль подпитки данной системы включает в себя маслобак Б с заливной горловиной ГЗ, фильтрующей сеткой ФС и сливным краном К, а также трубопровод подвода масла к нагнетающему насосу. Магистраль подпитки оснащена системой измерения уровня масла в баке -й- (уровнемером поплавкового типа). Возможно также применение сигнализатора уровня масла в баке, который обычно осуществляет сигнализацию трех характерных уровней — минимального, нормального и максимального. Такие сигнализаторы необходимы в случае применения системы централизованной заправки ГТД маслом. Системы измерения и сигнализации уровня масла в баке позволяют контролировать в эксплуатации важный- диагностический параметр маслосистем — расход масла, с помощью которого можно установить течь в трубопроводах, выброс масла через уплотнения или суфлер и т. п.
Магистраль нагнетания имеет следующие элементы: нагнетающий насос НН с редукционным клапаном КР; обратный клапан КО, выполняющий функции запорного клапана; основной маслофильтр тонкой очистки ФО с перепускным клапаном КП; дополнительные фильтры ФД, установленные перед масляными форсунками подшипников опор. В данной магистрали предусмотри Рву
рено измерение температуры и давления -рр масла на входе в двигатель, а также установлен сигнализатор перепада давления
394
на фильтре —г-, с помощью которого можно обнаруживать засорение фильтра. Измерение температуры масла tBli позволяет контролировать работу маслорадиатора, а по величине давления /)вх можно судить о работе нагнетающего насоса и настройке его редукционного клапана. В маслосистемах современных ГТД совместно с измерителем рвх устанавливают сигнализатор минимального давления масла на входе в двигатель, повышающий эффективность контроля функционирования элементов магистрали нагнетания.
Рис. 14.1. Схема маслосистемы замкнутого типа:
Б — бак; ГЗ — заливная горловина; ФС — фильтрующая сетка; К — кран; НН — нагнетающий насос; КР — редукционный клапан; КО — обратный клапан; ФО — основной фильтр; КП — перепускной клапан; ФД - дополнительный фильтр; МС — маслосборники; НО — откачивающие насосы; ЦВО — центробежный воздухоотделитель; Ф — фильтр; ТМР — топливо-
масляиый радиатор; ЦС — центробежный суфлер; Ж — жиклер;
И
П’
П ’
Р t
ВХ ‘ВЫХ
——, ——------системы измерения уровня масла в баке п, температуры /вх
и давления Рт масла на входе в двигатель, температуры масла /вь1Х на вы-Дп
ходе из двигателя; —-----сигнализатор перепада давления на фильтре;
Ст
---термостружкосигнализатор
В магистрали откачки рассматриваемой схемы замкнутой системы смазки (см. рис. 14.1) установлены маслосборники МС, откачивающие насосы НО, воздухоотделитель ЦВО,
395
фильтр Ф, топливомасляный радиатор ТМР с перепускным клапаном КП и сливным краном К, термостружкосигнализатор
на линии откачйи масла от подшипника передней опоры турбины, измеритель температуры масла на выходе из двигателя -рр Откачиваемое масло содержит ценную информацию, позволяющую оценивать техническое состояние находившихся с ним в контакте деталей двигателя. Оно выводит из двигателя продукты износа деталей, испытывает перегрев от узлов трения в случае их повреждений, приводящих к повышенному внутреннему тепловыделению. Отмеченные обстоятельства учитывают, устанавливая в магистрали откачки для контроля засорения .масла и его перегрева фильтры-стружкосигнализаторы, магнитные пробки, термостружкосигнализаторы на линиях откачки масла от каждой опоры (на рис. 14.1 в качестве примера показан только один термостружкосигнализатор).
Основным элементом системы суфлирования в приведенной на рис. 14.1 маслосистеме является центробежный суфлер ЦС, который сообщает с атмосферой масляные полости двигателя и воздушную полость бака и выделяет масло из подведенной к нему воздушно-масляной смеси с возвратом масла в циркуляционный контур (в магистраль откачки). Суфлирование пред-масляных полостей средней и задней опор двигателя осуществлено путем сообщения этих полостей с атмосферой трубопроводами через жиклеры Ж, стравливающие подведенный на наддув маслоуплотнений воздух. Предварительно подобранные проходные сечения жиклеров обеспечивают оптимальные перепады давления между предмасляными и масляными полостями.
В системах суфлирования некоторых маслосистем воздушную полость маслобака сообщают с атмосферой не через центробежный суфлер, а через расширительный бачок БР (рис. 14.2), который называют также суфлерным баком. В невозмушенной внешними воздействиями полости расширительного бачка при относительно низкой температуре происходит выделение из воздушно-масляной смеси жидкого масла, стекающего затем в маслобак, а воздух из верхней части бачка вытесняется избыточным давлением в атмосферу через специальный трубопровод. При этом для открытых маслосистем предусматривают свободный выход воздуха в атмосферу. В системах закрытого типа на трубопроводе выпуска воздуха устанавливают подпорный клапан КПп, автоматически поддерживающий независимо от высоты полета заданное избыточное давление в полостях расширительного бачка и маслобака.
Для систем смазки замкнутого типа применение специального воздухоотделителя в магистрали откачки (как это показано на рис. 14.1) необязательно, поскольку выделение воздуха из откачиваемого масла может происходить в маслобаке, чему в 396
немалой степени способствует включение бака в систему суфлирования. Однако при этом в маслобаке возможно сильное пенообразование за счет подсасывания воздуха откачивающими насосами, имеющими большие запасы производительности, что будет приводить к повышенному выбросу масла в атмосферу через систему суфлирования. Кроме того, нецелесообразен подвод вспененного откачивающими насосами масла в маслоради-атор, где эффективность охлаждения такого масла будет невысокой. Поэтому в некоторых маслосистемах для выделения воздуха масло подводят откачивающими насосами в один общий масло-отстойник МО (см. рис. 14.2), из которого перекачивают в
Рис. 14.2. Схема одного из возможных вариантов маслосистемы замкнутого типа; БР — расширительный бачок; КПп — подпорный клапан; МО — маслоотстойник; ГОН — главный откачивающий насос; BMP — воздушно-масляный радиатор. Примечание. Остальные обозначения даны в подписи к рис. 14.1
маслобак главным откачивающим насосом ГОН, имеющим малый запас производительности и не вызывающим сильного пенообразования. В качестве маслоотстойников используют масляные полости двигателя большой емкости, например картер редуктора, лобовой картер ТВД, полость коробки приводов, размещенной в нижней части переходного корпуса ТРДД и т. п. Рассмотренный способ откачки масла от потребителей применяют не только для замкнутых, но и для короткозамкнутых маслосистем, в магистрали откачки которых после главного откачивающего насоса устанавливают обычно центробежный воздухоотделитель, выполняющий окончательную очистку потока масла от воздушно-масляной смеси.
Схема короткозамкнутой маслосистемы приведена на рис.
14.3. Многие элементы на этой схеме аналогичны элементам вышерассмотренной схемы замкнутой системы (см. рис. 14.1) и соединены в той же последовательности, поэтому при ее описании будем ограничиваться простым перечислением таких элементов.
397
Магистраль подпитки данной системы смазки содержит: маслобак Б с заливной горловиной ГЗ, фильтрующей сеткой ФС и сливным краном К; уровнемер поплавкового типа маслонасос подпитки НП с редукционным клапаном КР, поддерживающим заданное давление на входе в нагнетающий насос, к которому поступает основная часть масла из магистрали откачки. Редукционный клапан насоса подпитки поддерживает
Рис. 14.3. Схема короткозамкнутой системы:
НП — подкачивающий насос; ДР — дросселирующая шайба; BMP — воздушно-масляный радиатор.
Примечание. Остальные обозначения даны в подписи к рис. 14.1 постоянное давление на выходе из насоса путем перепуска избыточного количества масла с его выхода на вход. При возврате к нагнетающему насосу недостаточного количества масла из магистрали откачки давление на выходе из насоса подпитки станет ниже заданного, в результате чего его редукционный клапан под действием усилия пружины частично перекроет обратный перепуск масла, обеспечивая подвод насосом подпитки дополнительного количества масла из бака на вход в нагнетающий насос. Такое восполнение основного циркуляционного контура системы будет происходить до тех пор, пока давление на выходе из насоса подпитки не возрастет до величины, заданной натяжением пружины редукционного клапана, после чего этот клапан будет осуществлять полный обратный перепуск масла.
Магистраль нагнетания в схеме короткозамкнутой маслосистемы имеет те же элементы, что и на рис. 14.1: нагнетающий 398
насос НН с редукционным клапаном КР; обратный клапан КО; основной фильтр ФО с перепускным клапаном КП и сигнализатором перепада давления дополнительные фильтры ФД; измерители температуры — и давления масла на входе в двигатель.
Из магистрали откачки данной системы смазки основная часть масла после охлаждения в маслорадиаторе поступает на вход в нагнетающий насос, где замыкается основной циркуляционный контур. Чтобы не допустить переохлаждения имеющегося в маслобаке резервного масла, предусматривают подвод в бак небольшого количества горячего масла (10...15%) по дополнительному циркуляционному контуру. Обычно его подводят в бак в составе выделенной воздухоотделителем ВО горячей воздушно-масляной смеси, а для маслосистем большой емкости осуществляют дополнительный подвод чистого масла в количестве, регламентированном дросселирующей шайбой ДР (см. рис. 14.3). В связи с наличием в рассматриваемой масло-системе двух циркуляционных контуров — основного и дополнительного— такие системы часто называют двухконтурными.
В схеме, приведенной на рис. 14.3, магистраль откачки укомплектована следующими элементами: маслосборниками МС и откачивающими насосами НО, число которых соответствует числу опор ротора двигателя; воздухоотделителем ВО; фильтром Ф (на котором могут быть установлены перепускной клапан, сигнализатор перепада давления или стружкосигнализатор); воздушно-масляным радиатором BMP, имеющим перепускной клапан КП и сливной кран К; дросселем ДР; термостружко-
Сг
сигнализатором —; измерителем температуры масла на
Сых
выходе из двигателя -jy-.
Система суфлирования в схеме короткозамкнутой маслосистемы выполнена, в основном, так же, как и на рис. 14.1, поэтому ее работа должна быть понятна из вышеприведенного описания.
Рассмотренные схемы циркуляционных маслосистем состав лены для простейшего типа ГТД — одновального ТРД. Однако на этих схемах реализованы все основные принципы их построения, использование которых с учетом известных из предыдущего материала требований позволит разработать схемы маслосистем любых типов ГТД и предусмотреть для них необходимые мероприятия по обеспечению высокой контролепригодности в эксплуатации.
399
14.4. АГРЕГАТЫ СИСТЕМ СМАЗКИ И СУФЛИРОВАНИЯ
В маслосистемах ГТД используют следующие основные агрегаты: нагнетающие и откачивающие насосы, фильтры, воздухоотделители, суфлеры, радиаторы, баки, устройства контроля параметров, сигнализаторы посторонних частиц в масле, предельной температуры масла и др.
Масляные насосы. Для нагнетания и откачки масла основное применение получили шестеренные насосы. Они просты по конструкции, имеют малые габариты и вес, надежны в эксплуатации. Поэтому их предпочитают другим типам насосов, несмотря на существенные недостатки, состоящие в относительно невысоком коэффициенте объемной подачи и склонности к его уменьшению в эксплуатации по мере износа деталей и постепенного увеличения зазоров между шестернями и корпусом.
В системах смазки применяют как двухшестеренные, так и трехшестеренные насосы (рис. 14.4). Двухшестеренный насос
Рис. 14.4. Схемы двухшестеренного (а) и трехшестеренного (б) масло-насосов:
1 — редукционный клапан; 2 — шестерни
(см. рис. 14.4,а) состоит из установленных в корпусе двух сцепленных цилиндрических шестерен, одна из которых имеет привод от ротора двигателя. В корпусе выполнены окна для входа и выхода масла. При вращении шестерен масло, подведенное ко входному окну, заполняет впадины между зубьями, выходящими из зацепления, которые переносят масло на сторону нагнетания, где входящие в зацепление зубья вытесняют его из 400
впадин с повышением давления, одновременно отделяя зону нагнетания от зоны всасывания. В трехшестеренном насосе (см. рис. 14.4,6) три шестерни образуют две секции, используемые обычно только в качестве откачивающих, хотя возможно их применение и в качестве нагнетающих. Трехшестеренный насос с одной ведущей шестерней эквивалентен по производитель ности двум двухшестеренным насосам.
Теоретическая объемная производительность насоса шестеренного типа за один оборот равна объему всех впадин между зубьями обеих шестерен. Если принять, что объемы впадин и зубьев одинаковы, теоретическую подачу насоса за один оборот шестерен можно определить как объем кольца nd hl, где d—диаметр делительной окружности шестерен; h—высота зуба; /— длина зуба (толщина шестерни). Принимая далее высоту зубьев равной удвоенному модулю зацепления т (h=2m), для фактической производительности насоса получим следующую приближенную формулу (л/мнн):
WH=2ndlmm]H10-6, (14.1)
где п—частота вращения шестерен, об/мин; т]н—коэффициент объемной подачи, учитывающий отличие фактической производительности насоса, от теоретически возможной из-за перетеканий по зазорам и в зоне зацепления зубьев, недостаточного заполнения впадин маслом и т. д. (т]н=0,75...0,85). Геометрические параметры шестерен (d, /, m) необходимо подставлять в формулу (14.1) в мм.
В современных насосах модуль зацепления составляет значения т = 2,5...6,0 мм, а число зубьев шестерен z равно 6...11. Основываясь на этих данных, диаметр делительной окружности шестерни можно найти по известной формуле d—mz. Длина зубьев I составляет 0,5...2,0 от наружного диаметра шестерен dH, который можно приближенно оценить как dH—d + 2/n. Частота вращения п зависит от окружной скорости, которую на наружном диаметре шестерен принимают не более 8... 10 м/с для насосов с поперечным подводом масла (по схеме, показанной на рис. 14.4), так как в таких насосах при большей скорости гидродинамические и центробежные силы начинают препятствовать заполнению впадин маслом^ что приводит к уменьшению производительности из-за резкого снижения коэффициента объемной подачи т]н. В конструкциях с торцовым подводом масла к шестерням предельная окружная скорость на их наружном диаметре может быть увеличена до 30 м/с.
Коэффициент объемной подачи т]н, определяемый отношением фактической производительности насоса к теоретически возможной, зависит от окружной скорости шестерен, давления масла на входе, величин радиальных и торцовых зазоров между шестер-
401
26 Зак. 4527
ними и корпусом. С увеличением окружной скорости он вначале возрастает из-за уменьшения относительной доли потерь на перетекание масла через зазоры, достигает максимума на уровне известной из практики предельной скорости, а затем резко падает по вышеуказанной причине снижения полноты заполнения впадин.
При уменьшении давления на входе в насос до определенной величины (до 0,04...0,06 МПа) происходит расширение содержащихся в масле мелких пузырьков воздуха, а также выделение растворенных в нем газов и легких фракций, т. е. происходит кавитация, вызывающая снижение коэффициента объемной подачи и производительности насоса за счет обусловленной нарушением сплошности масляного потока недостаточности заполнения впадин маслом. Главной эксплуатационной причиной понижения давления масла перед насосом является увеличение высоты полета. Поэтому в качестве одной из основных характеристик маслосистем принимают их высотность, определяемую как наибольшая высота полета, до которой маслонасосы (особенно нагнетающий) поддерживают потребную прокачку масла через двигатель, что возможно, разумеется, при условии их бескавита-ционной работы. Как было отмечено выше, необходимую высотность маслосистем обеспечивают, в основном, предотвращением недопустимого снижения давления масла на входе в нагнетающий насос с увеличением высоты полета.
Существенное влияние на производительность шестеренного насоса оказывают радиальные и торцовые зазоры между шестернями и корпусом, уменьшающие коэффициент объемной подачи вследствие перетекания масла через них из области высокого давления на вход в насос. Количество перетекаемого масла через эти зазоры возрастает с увеличением перепада давления между полостями нагнетания и всасывания. Повышение окружной скорости шестерен уменьшает перетекание через радиальные зазоры, так как гидродинамическое воздействие зубьев на поток масла направлено в сторону, противоположную перетеканию. Основное количество масла (75...80%) перетекает через торцовые зазоры, поэтому их стремятся уменьшить до предельно возможных величин.
Расчетная производительность нагнетающего насоса должна в 1,5...2,5 раза превышать потребную прокачку масла через двигатель. Если вычисленное по формуле (14.1) значение производительности не будет удовлетворять этому условию, то необходимо в нужном направлении изменить параметры насоса (в пределах рекомендованных величин) и вновь повторить расчет. При подборе параметров откачивающих насосов следует помнить, что их суммарная производительность должна быть в 2...3 раза больше производительности нагнетающего насоса.
Потребную прокачку масла через двигатель определяют из условия отвода необходимой части тепла от узлов трения,
402
выделяющегося при трении и подведенного к ним от нагретых элементов двигателя (камеры сгорания, турбины и др.)- В точной постановке решение данной задачи можно получить на основе детального расчета тепловых режимов потребителей масла в маслосистемах: подшипников опор [60], приводов агрегатов, редукторов ТВД и др. Однако в настоящее время методики такого расчета недостаточно отработаны из-за высокой сложности процессов, определяющих тепловое состояние узлов трения. Поэтому потребную прокачку масла оценивают приближенно, используя статистические данные о величинах теплоотдачи в масло от потребителей, отражающие накопленный опыт проектирования маслосистем ГТД.
Прокачка масла W (л/мин) связана с теплоотдачей Q (кДж/мин) уравнением теплового баланса:
W=—-—, смСм^
где см—удельная теплоемкость масла (~2,0 кДж/кг-К); ум—плотность масла (~0,9 кг/л); АТ—повышение температуры масла в двигателе, составляющее обычно 30...60 К-
Теплоотдача в масло Q имеет размерность мощности, так как она эквивалентна мощности механического привода, затраченной на преодоление сил трения во всех смазываемых узлах трения двигателя (при отсутствии внешнего подвода тепла к ним). На основе анализа статистических данных о теплоотдаче в масло для маслосистем различных типов ГТД установлено, что Q= 180...360 кДж/мин на каждые 10 кН стендовой тяги ТРД и Q==900... 1500 кДж/мин на каждые 1000 кВт эквивалентной стендовой мощности ТВД. Для потребной прокачки масла через двигатель приближенно можно считать №=1,8...6,0 л/мин на каждые 10 кН тяги ТРД и №=12...30 л/мин на каждые 1000 кВт мощности ТВД.
Вышеприведенные данные позволяют производить выбор параметров нагнетающих и откачивающих маслонасосов шестеренного типа с использованием соотношений (14.2) и (14.1).
Элементами конструкции шестеренных маслонасосов являются ведущие и ведомые шестерни с валиками или осями, корпусы и крышки. В конструкцию нагнетающих насосов и насосов подпитки, как правило, входят редукционные клапаны.
Шестерни часто выполняют заодно с валиками или отдельно от них, соединяя затем с ними при помощи шпонок, штифтов или шариков. Валик ведущей шестерни обычно имеет шлицевой хвостовик, предназначенный для передачи крутящего момента от коробки приводов двигателя. Ведомые шестерни с подшипниками скольжения нередко устанавливают на закрепленные в корпусе невраща-ющиеся оси. В качестве подшипников скольжения используют завальцованные в расточки шестерен втулки, выполненные из алюминиевого сплава или свинцовистой бронзы. Масло для их смазки подводят по радиальным сверлениям в теле шестерен. Вращающиеся валики шестерен обычно фиксируют в корпусе с помощью подшипников скольжения, а ведущий валик со стороны хвостовика привода опирают на шариковый подшипник, предохраняющий корпус от износа и обеспечивающий осевую фиксацию валика в случае применения конической зубчатой передачи привода насоса.
В насосах с торцовым подводом масла к шестерням на них иногда устанавливают крыльчатки, повышающие давление во впадинах шестерен и увеличивающие, вследствие этого, коэффициент объемной подачи.
Корпус насоса выполняют жестким и массивным, чтобы его деформации под действием внутреннего давления и нагрева не привели к существенному изменению зазоров между шестернями и корпусом. Корпусы изготавливают литьем, как правило, из алюминиевых сплавов. Колодцы корпусов под шестерни обрабатывают механически с высокой точностью для обеспечения минимальных величин зазоров. В донышках колодцев выполняют разгрузочные канавки в зоне торцов зубьев, входящих в зацепление, чтобы устранить гидроудар—запирание масла во впадинах зубьев при нх перекрытии. Канавки выводят масло из полостей перекрытых впадин на сторону нагнетания.
С целью облегчения конструкции и уменьшения числа приводов обычно нагнетающий и несколько откачивающих насосов (или все откачивающие насосы) объединяют в один маслоагрегат. Корпус такого маслоагрегата состоит из отдельных частей, которые совместно с крышками соединяют между собой болтами или шпильками. Центрирование частей корпуса осуществляется штифтами.
Для изготовления корпусов маслонасосов используют алюминиевые и реже магниевые литейные сплавы. Шестерни, валики и оси изготавливают нз хромоникелевых сталей 12Х2Н4А, 18ХНВА и др. Поверхности зубьев шестерен цементируют и шлифуют.
Редукционные клапаны. Редукционный клапан, необходимый для поддержания заданного давления масла, монтируют на корпусе нагнетающего (подпитывающего) насоса или на корпусе объединенного маслоагрегата в зоне расположения его нагнетающей секции. Основное применение в маслосистемах ГТД получили редукционные клапаны тарельчатого типа. Тарелка такого клапана прижата пружиной к седлу, запрессованному в корпусе (см. рис. 14.4, а). При работе насоса на тарелку действует с одной стороны усилие от давления масла за насосом, а с другой — сумма усилий от давления масла на входе в насос и затяжки пружины, регулируемой винтом. В случае превышения заданного давления за насосом, на которое отрегулирована пружина; тарелка клапана откроет перепуск масла с выхода из насоса на его вход, что приведет к снижению давления на выходе.
Следует отметить, что редукционный клапан обладает статической ошибкой регулирования, так как при перемещении его тарелки на открытие перепуска масла возрастает усилие затяжки пружины, значит, в открытом состоянии клапана давление перед тарелкой будет несколько увеличенным и тем более, чем больше перепуск избыточного количества масла. Для уменьшения статической ошибки нужно уменьшить перемещение тарелки путем увеличения ее диаметра и снижения жесткости пружины, однако это облегчает возбудимость колебаний клапана.
Как следует из вышеприведенного, редукционный клапан может выполнять свои функции лишь в тех случаях, когда производительность насоса превышает потребную прокачку масла при заданном давлении. Поэтому для нагнетающего насоса принимают большие запасы производительности в расчетных условиях, что обеспечивает возможность редукционному клапану поддер-404
живать заданное давление и прокачку масла в широком диапа зоне основных режимов работы двигателя с учетом снижения производительности насоса с увеличением высоты полета и по мере износа его элементов в процессе эксплуатации.
Маслофильтры. Фильтры служат для очистки масла от механических примесей, состоящих из продуктов износа узлов трения (стружки различных материалов), песка, пыли, кокса, смол и других продуктов высокотемпературного окисления и полимеризации масла. Такая очистка предохраняет от засорения агрегаты маслосистемы (масляные форсунки, радиаторы, маслобаки), предотвращает повышенный износ деталей двигателя, омываемых маслом, а также обеспечивает возможность контроля технического состояния этих деталей в эксплуатации по наличию продуктов износа на фильтрах.
В маслосистемах применяют фильтры тонкой и грубой очистки. Фильтры тонкой очистки предназначены для решения основной задачи фильтрации — предотвращения повышенного износа узлов трения. Они обеспечивают очистку масла от весьма мелких частиц (размером от 40...50 мкм), поэтому имеют большое гидравлическое сопротивление, для преодоления которого необходимо высокое давление масла. Исходя из этого, их устанавливают после нагнетающего насоса и называют фильтрами высокого давления. Фильтры грубой очистки (или низкого давления) используют, главным образом, в качестве предохраняющих агрегаты маслосистемы от засорения относительно крупными частицами (в 20...30 раз крупнее), в связи с чем они имеют значительно меньшее сопротивление, что позволяет устанавливать их в магистрали откачки, обычно после откачивающих насосов, а в некоторых случаях и перед ними.
Основное применение в маслосистемах получили сетчатые фильтры, в которых фильтрующими элементами являются густые металлические сетки, выполненные из латуни или никеля. Для фильтров тонкой очистки используют сетки с числом ячеек 12...15 тыс. на 1 см2, а сетки фильтров грубой очистки имеют 500...3500 ячеек на 1 см2. Такие сетки обладают высоким гидравлическим сопротивлением, сильно возрастающим по мере их загрязнения. Поэтому фильтрующая поверхность должна быть достаточно большой, чтобы масло проходило с малыми скоростями (не более 5...20 мм/с), при которых перепад давлений на фильтре не выходил бы за допустимые пределы в течение продолжительной работы фильтра между его очистками (50... 150 ч).
Для создания большой фильтрующей поверхности при малых габаритах сетчатые фильтры обычно выполняют в виде набора из 10...50 отдельных секций (рис. 14.5); каждая из них представляет собой диск конической формы, боковые поверхности которого образованы сетками, а внутренняя полость сформирована гофрированным каркасом, разделяющим сетки.
405
Фильтрующие секции обычно состоят из двух пар сеток кольцевой формы — наружных фильтрующих 15 (см. рис. 14.5, б) и внутренних (с более крупными ячейками) каркасных 16, которые служат также в качестве предохранительных, препятствуя попаданию в двигатель крупных частиц при разрыве наружных сеток. По внутреннему диаметру сетки обжаты двумя обоймами 17, между которыми установлена гофрированная диафрагма 14, окантованная совместно с сетками наружной обоймой 13.
Рис. 14.5. Многосекционный сетчатый фильтр (а) и фильтрующая секция (б): 1, 4, 9 — уплотнительные кольца; 2 — упорная шайба; 3 — секции фильтра; 5 — полый стержень; 6 — стопорное кольцо; 7 — шйрик; 8 — пружина; 10 — крышка; 11— заглушка; 12— вороток; 13, 17 — обоймы; 14 — гофрированная диафрагма; 15 — фильтрующая сетка; 16—каркасная сетка
В конструкции фильтра, показанной на рис. 14.5, а, фильтрующие секции 3 с расположенными между ними уплотнительными кольцами 4 установлены своими центральными отверстиями на полом стержне 5. имеющем продольные прорези. Стержень вворачивают в резьбу крышки 10, стягивая весь пакет секций, и фиксируют стопорным кольцом 6. Затем фильтрующий пакет устанавливают в цилиндрическую полость корпуса фильтра, наворачивая на резьбу центральной шпильки воротком 12 заглушку 11, которая прижимает крышку 10 к корпусу и герметизирует полость фильтра. Неочищенное масло заполняет полость корпуса фильтра, проходит, фильтруясь, через его секции в полый стержень 5 и из него по каналам в крышке 10 поступает в двигатель.
Фильтр имеет шариковый перепускной клапан, состоящий из шарика 7, прижатого пружиной 8 к запрессованному в крышке 10 седлу. Пружина расположена в выходной полости фильтра и противодействует усилию на шарик от разности давлений перед и за фильтром (перепада давлений). При засорении сеток фильтра перепад давлений на нем возрастает (из-за уменьшения давления масла на выходе) н, когда он достигнет предельной величины (0,13...0,16 МПа), заданной натяжением пружины, клапан открывается, перепуская неочищенное масло в выходную полость. Перепускной клапан осуществляет также перепуск
406
мимо фильтра и вязкого холодного масла при запуске двигателя в условиях низких температур атмосферного воздуха. В обоих случаях он обеспечивает подвод необходимого количества масла к потребителям (затрудненный через фильтр) и предохраняет от разрыва фильтрующие сетки.
При техническом обслуживании двигателя фильтрующий пакет периодически осматривают и промывают. Наличие на сетках фильтра металлической стружки, сильного загрязнения про дуктами коксования масла или разрывы сеток свидетельствуют о неисправности двигателя определенного характера. Для удобства осмотра фильтрующего пакета в эксплуатации его крепление в корпусе фильтра выполняют быстросъемным (не требующим применения инструмента) как, например, в конструкции, приведенной на рис. 14.5, а.
В некоторых маслосистемах иногда применяют щелевые фильтры, которые прочнее сетчатых, однако имеют меньшую фильтрующую поверхность при одинаковых габаритах. Используют также центробежные фильтры, обеспечивающие более тонкую очистку масла, чем сетчатые, что способствует повышению ресурса двигателя.
Воздухоотделители. Откачиваемое от потребителей масло находится в сильно вспененном состоянии вследствие его разбрызгивания, насыщения воздухом при высоких температурах и засасывания воздуха откачивающими насосами, имеющими большие запасы производительности. Подвод такого масла к нагнетающему насосу (в короткозамкнутых системах) недопустим из-за его увеличенного объема и склонности к кавитации, а возврат в маслобак (в замкнутых системах) нежелателен, так как это может вызвать выброс большого количества масла через систему суфлирования. Кроме того, для охлаждения вспененного масла необходимо применять радиаторы увеличенных габаритов. Поэтому в магистралях откачки устанавливают воздухоотделители, обеспечивающие выделение из откачиваемого масла воз-душно-масляной смеси и ее отвод в систему суфлирования.
Наиболее эффективными устройствами, используемыми дли решения указанной задачи, являются центробежные воздухоотделители. Такой воздухоотделитель состоит из корпуса, крышки и ротора, включающего в себя крыльчатку, соединенную с пустотелым валиком. Ротор, зафиксированный в корпусе и крышке с помощью подшипников, получает привод от двигателя.
Оптимальная окружная скорость крыльчатки на наружном диаметре составляет 25...40 м/с, а в некоторых современных конструкциях достигает 60 м/с. Вспененное масло из откачивающих насосов попадает в межлопаточные полости крыльчатки, увлекающей его во вращение. Центробежные силы отбрасывают жидкое масло как более тяжелую фракцию к стенкам корпуса воздухоотделителя, вытесняя затем в улитку, из которой оно, очищенное от воздуха, по патрубку поступает в радиатор для охлаждения. Воздушно-масляная смесь вытесняется избыточным давлением из центральной части крыльчатки во внутреннюю полость валика и через штуцер отводится в систему суфлирования.
На пониженных частотах вращения эффективность работы центробежного воздухоотделителя невысока, вследствие чего возможен выброс большого количества масла через полость 407
валика ротора в систему суфлирования. Для предотвращения этого в некоторых конструкциях воздухоотделителей используют так называемые эмульсионные клапаны центробежного типа, перекрывающие на низких частотах вращения отверстия валика ротора, предназначенные для выпуска воздушно-масляной смеси.
Суфлеры. Суфлеры должны обеспечивать выпуск воздуха .и других газов в атмосферу из масляных полостей двигателя и воздушной полости бака с минимальными потерями масла, содержащегося в указанных полостях в виде мелко распыленных и испаренных частиц. Основное применение в системах суфлирования получили центробежные суфлеры, существенно снижающие расход масла. По принципу действия и конструкции центробежные суфлеры аналогичны центробежным воздухоотделителям, за исключением отличий в размерах проходных сечений каналов отвода разделяемых фракций, обусловленных различным составом подведенной смеси. Оптимальная окружная скорость ротора центробежного суфлера в 1,5...2 раза превышает скорость ротора воздухоотделителя, что необходимо для наиболее полного выделения частиц масла из воздушно-масляной смеси.
Одна из возможных конструкций центробежных суфлеров показана на рис. 14. 6. Суфлер своим левым фланцем закреплен к коробке приводов двигателя и состоит из корпуса /, крышки 13 и ротора, зафиксированного с помощью шариковых подшипников 15 и 18. Ротор включает в себя следующие элементы: валик 16; крыльчатку 6 закрытого типа, соединенную с валиком шлицами и закрепленную на нем гайкой 3; распорную 7 и упорную 17 втулки; бронзовые уплотнительные кольца 14, предотвращающие потери масла.
Воздушно-масляная смесь поступает в межлопаточные полости крыльчатки из коробки приводов через отверстие Д, а из других масляных полостей двигателя — через проходннк 5 и канал А. При работе суфлера масло центробежными силами отбрасывается на периферию крыльчатки, проходит через отверстия В и по каналу Г стекает в коробку приводов, а воздух через окна Б попадает во внутреннюю полость валика, из которой по патрубку 12 выводится за капот двигателя.
В суфлируемых полостях маслосистем закрытого типа поддерживают постоянное избыточное над атмосферным давление, выпуская воздух из суфлера в атмосферу через подпорный клапан. В некоторых случаях на патрубке отвода воздуха из суфлера в атмосферу устанавливают специальный баростатический клапан, изменяющий давление в суфлируемых полостях по определенному закону в зависимости от высоты полета.
Радиаторы. Как было отмечено выше, для охлаждения масла применяют топливомасляные и воздушно-масляные радиаторы. В энергетическом отношении ТМР значительно экономичнее BMP. Они практически не увеличивают аэродинамическое сопротивление самолета и частично возвращают в двигатель вместе с подогретым топливом часть энергии, затраченной на нагрев масла. Кроме того, подогрев топлива в ТМР предотвращает образование кристаллов льда на топливных фильтрах низкого давления. ТМР применяют в двигателях с относительно большими расходами топлива, что характерно для ТРД и ТРДД.
408
(Следует отметить, что в некоторых ТРДД с весьма большими расходами топлива ТМР не обеспечивает достаточного его подогрева и это приводит к необходимости применения специальных нагревателей топлива). В двигателях сверхзвуковых самолетов в качестве охладителя масла также используют топливо (из-за высокого аэродинамического нагрева атмосферного воздуха BMP использовать нельзя), однако его хладоресурс ограничен продолжительностью полета, в течение которой оно не успевает прогреться в баках до высоких температур.
Рис. 14.6. Центробежный суфлер:
/ — корпус; 2, 9 — обоймы; 3 — гайка; 4 — замок; 5 — проход-ник; 6—крыльчатка; 7—распорная втулка; 8, 11 -резиновые уплотнительные кольца; 10—втулка маслоуплотнеиия; 12— патрубок; 13 — крышка; 14 - бронзовые уплотнительные кольца;
15, 18—шарикоподшипники; 16— валик; 17 — упорная втулка;
19 — маслоперепускная втулка
Применение BMP можно рассматривать как вынужденную меру для двигателей с относительно малыми расходами топлива и большой емкостью маслосистем, что характерно для ТВД, вертолетных ГТД и двигателей вспомогательных силовых установок. В ТВД продувку воздуха через BMP обеспечивает воздушный винт, а в вертолетных ГТД и ВСУ для этой цели используют специальные вентиляторы.
Топливомасляный радиатор состоит из корпуса, обычно сварной конструкции, внутри которого закреплены трубки-соты диаметром 4...5 мм, толщиной 0,2...0,4 мм и длиной 250...300 мм. Трубки выполняют из материалов с высокой теплопроводностью — меди, латуни или алюминиевых сплавов. Топливо протекает
409
внутри, а горячее масло циркулирует между трубками-сотами, передавая им тепло, и охлажденным отводится из радиатора. Скорость течения масла обычно не превышает 0,2...0,3 м/с.
При повышении гидравлического сопротивления ТМР в случае сильного его загрязнения или прокачки холодного масла специальный клапан перепускает масло с линии входа в радиатор к выходному штуцеру, предотвращая разрушение сот увеличенным давлением.
Для существующих конструкций ТМР отношение охлаждающей поверхности к площади поперечного сечения составляет 90... 100. Сухая масса радиатора достигает 3,5...4 кг на 1 м2 охлаждающей поверхности.
Воздушно-масляный радиатор представляет собой сварную конструкцию из набора плоских трубок с припаянными к ним гофрированными пластинами, увеличивающими поверхность теплообмена. Горячее масло циркулирует внутри трубок, объединенных в две секции — входную и выходную, а воздух обдувает трубки снаружи. Входная и выходная секции разделены перегородкой, на которой установлен перепускной клапан, применяемый для той же цели, что и перепускной клапан ТМР.
Масляные баки. Вместимость маслобака Уб принимают на 10...20% больше объема заливаемого масла V3. Это необходимо для обеспечения возможности суфлирования бака и увеличения объема масла вследствие его нагрева и вспенивания. Объем заливаемого в бак масла определяют по формуле
V3=Vu+^+Va. (14.3)
где Уц—циркуляционный запас (минимально допустимое количество масла в баке в конце полета); Vq—полный расход масла; Уд—количество масла, необходимое для заполнения трубопроводов, радиатора и других полостей маслосистемы.
Циркуляционный запас необходим для совершения полного цикла прокачки масла через двигатель. Его можно найти по формуле:
Ец=ГЦ, (14.4)
где W—прокачка масла, определяемая из выражения (14. 2), л/мин; /ц—время совершения одного цикла прокачки масла, которое принимают в пределах 0,5... 1 мин (меньшие из этих значений характерны для короткозамкнутых систем).
Расход масла (безвозвратная его потеря в процессе работы двигателя) определяется утечками через уплотнения опор ротора, выбросом мелких капель и паров в атмосферу через систему суфлирования, выгоранием легких фракций и т. п. Полный расход масла можно найти как
^=<Дптах. . (14.5)
где /Птах—максимальная продолжительность полета воздушного судна, ч; q — часовой расход масла, который в современных ГТД небольшой мощности составляет 0,4...0,6 л/ч и не превышает 1...3 л/ч для двигателей всех типов средней и большой мощности.
410
Вместимость маслобаков для широкого класса двигателей обычно невысока (не более 30...40 л) и только для мощных ТВД она достигает 150...200 л.
Основным элементом конструкции маслобака является корпус, изготавливаемый сваркой из листов алюминиевых сплавов или нержавеющей стали. Для повышения жесткости корпуса его изнутри подкрепляют различными перегородками, а на стенках штампуют рифы. В конструкцию бака входят также устройства заправки и слива масла, фильтры, уровнемер; элементы, соединяющие бак с магистралями подпитки, откачки и системой суфлирования. Бак обычно крепят к корпусу двигателя при помощи стальных лент с резиновыми прокладками, стягиваемых тендерами.
14.5. ВОЗМОЖНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ И КОНТРОЛЬ СИСТЕМ СМАЗКИ В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Основная часть отказов систем смазки связана с неисправностями их агрегатов либо с повышенным износо,м и другими повреждениями деталей двигателя, омываемых маслом. Возможно возникновение отказов вследствие взаимного влияния указанных причин, а также из-за нарушений технологии технического обслуживания маслосистемы и двигателя в целом. К отказам, имеющим тяжелые последствия для двигателя, может привести широкий круг неисправностей, вызывающих появление признаков ухудшения работы маслосистемы, таких, как сильное повышение расхода масла, уменьшение подачи масла к потребителям, его засорение и перегревы. Перечисленные признаки необходимо контролировать в эксплуатации и на этой основе разрабатывать мероприятия по предотвращению опасных отказов двигателя.
К повышенному расходу масла обычно приводит разгерметизация масляных магистралей и полостей по различным причинам, например при разрушении от вибраций трубопроводов и их соединений, в результате износа или других повреждений уплотнений опор ротора, при возникновении трещин в коробках приводов и т. д. Большие потери масла могут быть связаны с его выбросом в атмосферу через систему суфлирования в случаях разрушения приводов центробежного суфлера или воздухоотделителя.
Сильное увеличение расхода масла недопустимо из-за возможности последующего уменьшения его подачи в двигатель вплоть до полного прекращения смазки, которое приведет к разрушению подшипников опор ротора, особенно опасному в полете в связи с риском тяжелых вторичных разрушений. Кроме того, большие потери масла недопустимы по требованиям к экономии ГСМ и экологическим соображениям. Поэтому в маслосистемах необходим контроль расхода масла, который
411
обычно осуществляют с помощью измерителей и сигнализаторов уровня масла в баке.
Наибольшее применение для отмеченной цели получили уровнемеры поплавкового типа. Датчик одного из них показан на рис. 14. 7. Он вырабатывает электрический сигнал для измерительного прибора, пропорциональный количеству масла в баке, и обеспечивает сигнализацию максимального, нормального и минимального уровней масла. При изменении уровня в баке поплавок 1 через систему рычагов перемещает движок 2 потенциометра 3, закрепленного в корпусе датчика 5. Профиль потенциометра 3 выполнен в соответствии с тарировочными данными бака, что позволяет получить сигнал, пропорциональный количеству масла.
Для сигнализации минимального, нормального и максимального уровней масла служат сигнальные устройства 7, 10 и 12. При достижении поплавком 1 какого-либо из этих уровней кулачок 8, закрепленный на одной оси с движком 2, замыкает контакты соответствующего сигнального устройства, в результате чего электрический ток поступает на соответствующую сигнальную лампу. Сигнализаторы уровней предназначены, главным образом, для контроля заправки бака, однако их использование совместно с указателем количества масла в баке облегчает задачу контроля его расходования в полете.
Уменьшение подачи масла в двигатель сопровождается ухудшением смазки и охлаждения узлов трения, вызывающим их интенсивный износ, перегревом масла и может привести к заклиниванию ротора из-за перегрева подшипников. «Масляное голодание» возникает при падении давления масла за нагнетающим насосом и увеличении сопротивления магистрали нагнетания вследствие засорения фильтра тонкой очистки или закоксования масляных форсунок. Причинами падения давления в магистрали нагнетания могут быть большие потери масла, а также повышенный износ нагнетающего насоса, ослабление затяжки пружины редукционного клапана или его «зависание» в открытом положении при засорении механическими частицами. Резкое снижение давления масла происходит в случае разрушения пружины редукционного клапана от вибраций.
Контроль давления масла на входе в двигатель осуществляют по соответствующему указателю и световому табло, включаемому автоматически с помощью сигнализатора минимального давления, устройство которого обычно соответствует схеме, приведенной на рис. 14. 8. При высоком давлении масла, поступающего в сигнализатор, за счет большого прогиба мембраны 1 шток 2 через изоляционный наконечник перемещает контактную пружину 5 вверх и удерживает контакты 6 и 7 в разомкнутом положении. Падение давления ниже предельно допустимой величины приводит к уменьшению прогиба мембраны и возврату пружины 5 в положение, при котором контакты 6 и 7 ,412
Рис. 14.7. Датчик уровнемера поплавкового типа:
1 *- поплавок; 2 — движок; 3 — потенциометр; 4 — колодка;
5 — корпус; 6, 9, 11 — скобы; 7, 10, 12 — сигнальные устройства; 8 — кулачок; 13 — штепсельный разъем
1413
замыкают цепь сигнальной лампы. Для предохранения мембраны от разрушения в данном приборе предусмотрен механический упор <?. Сигнализатор минимального давления масла устанавливают после фильтра тонкой очистки, чтобы учесть дополнительное снижение давления в магистрали нагнетания в случае засорения фильтра.
Перегрев масла в двигателе происходит за счет повышеннбго тепловыделения при интенсивном износе смазываемых деталей; в результате «масляного голодания», а также при забросах частоты вращения ротора, температуры газа и других параметров, приводящих к превышению расчетных нагрузок на узлы трения и дополнительному подводу к ним тепла от нагретых элементов конструкции двигателя. Превышение допустимых температур вызывает окисление масла; выделение из него кокса и смол, засоряющих фильтры и форсунки; ухудшение смазывающих и антикоррозионных свойств.
Контроль температурного режима откачиваемого от потребителей масла производят с помощью указателей его текущей и сигнализаторов предельной температуры. Термосигнализаторы обычно устанавливают в линиях откачки масла от наиболее теплонапряженных подшипников опор двигателя. Одна из возможных конструкций термосигнализаторов показана на рис. 14.9. В корпусе этого прибора совместно с фильтром 2 установлена капсула <?, в закрытой полости которой на равноотстоящих шипах подвешена легкоплавкая вставка 4, выполненная из токопроводящего материала. Увеличение температуры проходящего через фильтр масла до предельно допустимой величины приведет к расплавлению вставки 4, которая упадет при этом на контакты 5 и 7, замыкая через них электрическую цепь сигнальной лампы.
Значительное число неисправностей в маслосистемах связано с действием вибронагрузок от пульсаций давления масла и вибраций, передаваемых на агрегаты от двигателя. Они приводят к усталостному разрушению трубопроводов, ослаблению затяжки их соединений, поломкам трубок радиаторов и другим повреждениям. При поломках трубок топливомасляного радиатора происходит разжижение масла топливом, которое можно определить по уменьшению вязкости и температуры вспышки пробы масла. Усталостные разрушения агрегатов маслосистемы от вибраций обычно обнаруживают визуально по наличию течи масла при техническом обслуживании.
Засорение фильтра тонкой очистки приводит, как известно, к открытию перепускного клапана, предохраняющего сетки фильтра от разрыва, в результате чего неочищенное масло поступает в двигатель и к агрегатам маслосистемы. Содержащиеся в этом масле продукты изнашивания деталей, кокс и другие примеси, могут вызвать повышенный износ узлов трения и уплотнений опор, коксование масляных форсунок, заклинивание кача-414
ющих узлов маслонасосов и разрушение их приводов, загрязнение радиаторов и т. д. Поэтому в маслосистемах применяют устройства, сигнализирующие о засорении фильтров и возможном срабатывании перепускных клапанов при возрастании перепада давления на фильтрах выше допустимой по условию их прочности величины. После включения сигнализаторов перепада давления фильтры подлежат осмотру и промывке.
Рис. 14.8. Схема сигнализатора минимального давления масла:
1 — мембрана; 2 — шток; 3 — упор;
4 — пластина; 5 — контактная пружина; 6, 7 - контакты
Рис. 14.9. Сигнализатор предельной температуры масла:
/ — корпус; 2 — фильтр; 3 — капсула; 4 — легкоплавкая вставка; 5 — центральный контакт; 6’ -изолирующая втулка; 7 — периферийный контакт; 8 - проводник тока
Принцип действия сигнализатора перепада давления, схема которого приведена на рис. 14. 10, основан на взаимодействии магнита 2, закрепленного на поршне, и магнита 3 подвижной системы. Увеличение перепада давления на фильтре (/?,—р2) при его засорении вызовет перемещение поршня с магнитом 2 вниз, поворот вокруг оси влево магнита 3 и подвижного контакта 4, который, замыкаясь с неподвижным контактом 5, включает сигнальную лампу 7. При срабатывании подвижной системы винт
415
6 магнитной защелки удерживает через магнйТ-3 контакт 4 в замкнутом положении.
Рис. 14.10. Схема сигнализатора перепада давления на фильтре:
1 — пружина; 2 — магнит поршня; 3 — магнит подвижной системы; 4 и 5 — подвижный и неподвижный контакты; 6—-винт магнитной защелки; 7 — сигнальная лампа
Своевременное обнаружение стружки в масле является основным способом контроля и диагностики технического состояния деталей двигателя, омываемых маслом. Поэтому все современные двигатели оборудованы специальными детекторами стружки, размещенными в различных зонах магистрали откачки маслосистемы. Применяют магнитные и электрические детекторы стружки. К числу первых можно отнести магнитные пробки и стружкосигнализаторы.
Магнитные пробки представляют собой устанавливаемые в нижней части маслосборников или отстойников резьбовые пробки с укрепленными на них постоянными магнитами, которые улавливают из осадков различных примесей стальную стружку. Пробки выворачивают и осматривают при техническом обслуживании двигателя, определяя по внешнему виду и количеству стружки, каким деталям она может принадлежать и какова степень износа этих деталей.
Магнитные стружкосигнализаторы позволяют обнаруживать стальную стружку в масле во время работы двигателя. 416
Конструкция одного из них показана на рис. 14. 11. Данный сигнализатор состоит из крышки 9 и корпуса магнитов 6, изготовленного из диэлектрика в виде пустотелого цилиндра с
Рис. 14.11. Магнитный стружкосигнализатор:
1 — колодка штепсельного разъема; 2—прокладка; 3 — провода;
4 — магниты; 5 — болт-съемник; 6 — корпус магнитов; 7 — резиновое уплотнительное кольцо; 8— скоба; 9—крышка; 10 — футорка; 11 — медное уплотнительное кольцо
днищем. Корпус магнитов имеет восемь боковых окон А. В стойках между окнами установлены с небольшими окружными зазорами постоянные магниты 4, полюса которых расположены последовательно, благодаря чему образуется магнитное поле с поперечными потоку масла силовыми линиями. К двум противоположным магнитам 4 при помощи скоб 8 закреплены провода 3, соединяющие их с источником питания и сигнальной лампой.
При движении потока масла через окна А магниты притягивают стальную стружку, которая постепенно заполняет зазоры между ними и замыкает цепь сигнальной лампы. Для срабатывания сигнализатора достаточно заполнить стружкой четыре смежных зазора между магнитами одной из полуокружностей, включенными в цепь лампы. Стружкосигнализатор выполнен легкосъемным для удобства осмотра в эксплуатации.
В маслосистемах ГТД широко применяют электрические стружкосигнализаторы, позволяющие обнаруживать в масле стружку любых токопроводящих материалов, в том числе и тех, которые не обладают магнитными свойствами. Такой сигнализатор представляет собой щелевой фильтр, состоящий из набора токоизолированных между собой металлических пластин, установленных на общий стержень с небольшими боковыми зазорами (0.15...0,25 мм). Через эти пластины разомкнута электрическая цепь сигнальной лампы. При прохождении масла в зазорах между пластинами содержащаяся в нем металлическая стружка постепенно заполняет все зазоры и замыкает цепь сигнальной лампы.
27 Зак. 4527
417
Кроме контроля состояния деталей двигателя с помощью детекторов стружки, установленных в маслосистеме, производят периодический спектральный анализ проб масла в лабораториях, который позволяет определять весьма малые концентрации металлов, попадающих в масло на ранних стадиях износа узлов трения.
Глава 15. СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПИТАНИЯ
15.1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ
Назначение. Системы топливопитания ГТД служат для подачи топлива из топливных систем воздушных судов в камеры сгорания двигателей в достаточном количестве и в подготовленном для наиболее полного его сгорания виде. Они осуществляют также питание топливом как рабочей жидкостью служебные гидромеханизмы систем автоматического управления ГТД (гидропреобразователи, следящие устройства, сервомоторы, силовые гидроприводы) и как охлаждающей жидкостью топливомасляные радиаторы и другие теплообменники.
Предъявляемые требования. Системы топливопитания должны:
— обеспечивать бесперебойную подачу и хорошее качество распыла топлива в камерах сгорания на всех режимах работы двигателя и при любых условиях полета;
— иметь высотность не меньше практического потолка самолета;
— быть безопасными в пожарном отношении;
— иметь высокую контролепригодность в эксплуатации;
— обеспечивать хорошую очистку топлива от посторонних частиц;
— быть в максимально возможной степени автоматизированными и простыми в управлении;
— обеспечивать удобство осмотра агрегатов в эксплуатации, их регулировок и замены;
— иметь малые габариты и вес.
Применяемые и перспективные топлива. Топлива для газотурбинных двигателей должны удовлетворять следующим основным требованиям: иметь большую теплоту сгорания при малом объеме; обладать высокой полнотой сгорания без эмиссии вредных веществ; не оказывать повреждающего действия на эле менты системы топливопитания и конструкции двигателя; не изменять своего состава и свойств при длительном хранении; иметь низкую стоимость и т. п. Применение топлив, удовлетворяющих этим требованиям, будет обеспечивать высокую экономичность воздушных перевозок, способствовать сохранению заданной надежности ГТД в эксплуатации и уменьшению их .418
вредного влияния на окружающую среду. Следует отметить,, что используемые в настоящее время авиационные топлива не в полной мере соответствуют указанным требованиям.
В современных ГТД применяют углеводородные топлива прямой перегонки нефти марок Т-1, ТС-1, Т-2, РТ, Т-5, Т-6, Т-7 и Т-8. Их получают на основе керосина с добавлением других фракций и различных присадок. Т-1—это топливо типа керосина, ТС-1 —типа утяжеленного лигроина. Т-2-и РТ имеют широкий спектр составляющих, в том числе бензино-лигроиновые фракции. Остальные топлива отличаются более тяжелым фракционным составом, повышенной плотностью и лучшей очисткой. Низшая теплота сгорания применяемых топлив составляет в среднем //„=43 МДж/кг, а плотность при температуре 293 К находится в пределах gr=750...850 кг/м3.
Летно-технические данные воздушных судов при прочих равных условиях существенно зависят от свойств топлива: его теплоты сгорания, плотности, испаряемости и термостабильности. Например, при замене топлива Т-2 плотностью 750 кг/м'! на топливо Т-1 плотностью 810 кг/м3, несмотря на некоторое уменьшение теплоты сгорания (на 200 кДж/кг), дальность полета при той же заправке (по объему) может быть увеличена примерно на 6% (за счет увеличения массы топлива).
Топливо Т-2 склонно к испарению и вскипанию при высотных полетах, что может привести к большим его потерям из-за испарения и ухудшению работы системы топливопитания вследствие кавитации без принятия соответствующих мер по увеличению высотности системы. При сверхзвуковых полетах возможен прогрев топлива в баках до большой температуры, близкой к температуре обшивки самолета, поэтому оно должно обладать повышенной термостабильностью, т. е. не выделять при высокой температуре (до 420 К) нерастворимых осадков и смол. Этим свойством обладают топлива с тяжелым фракционным составом, например Т-6, Т-8 и др.
В качестве перспективного топлива для ГТД рассматривают жидкий водород (температура кипения 20,3 К, плотность при температуре кипения 73,5 кг/м3). Водород имеет почти в 3 раза более высокую теплотворную способность по сравнению с керосином, запасы его практически неограничены, и он является экологически чистым топливом, выделяя при сгорании обыкновенную воду. Здесь следует отметить, что водород целесообразно использовать также как ингибитор, способствующий уменьшению эмиссии вредных веществ в продуктах сгорания керосина. Исследования показывают, что даже небольшие добавки водорода в зону горения керосина (до 5...7% по массе) обеспечивают снижение канцерогенных веществ в продуктах сгорания примерно на порядок, а также уменьшают эмиссию окислов азота и углерода.
Использование жидкого водорода в качестве топлива сильно затрудняют его малая плотность и низкая температура кипения, 97* 419
требующие существенного увеличения объема баков и применения сложной криогенной техники. Другим перспективным криогенным топливом считают жидкий метан (низшая теплота сгорания 50 МДж/кг, температура кипения 111 К, плотность при температуре кипения 466 кг/м3). При сгорании метана образуются безопасные в экологическом отношении углекислый га? и вода. К числу преимуществ криогенных топлив следует отнести то, что, благодаря большому хладоресурсу, их можно эффективно использовать в различных системах охлаждения ГТД и совершенствовать на этой основе рабочий цикл двигателя.
15.2. УСТРОЙСТВО СИСТЕМ ТОПЛИВОПИТАНИЯ И ИХ ТИПИЧНЫЕ СХЕМЫ
Подвод топлива в двигатель обеспечивают топливная система воздушного судна и система топливопитания двигателя.
Необходимый для полета запас топлива размещают в топливных баках, установленных внутри элементов конструкции воздушного судна (в крыле, фюзеляже) или на внешних подвесках, что наиболее характерно для вертолетов. На каждом баке устанавливают насос для перекачки топлива в один или два расходных бака, из которых подкачивающими насосами его подводят в системы топливопитания двигателей. Порядок включения указанных насосов и выработки топлива из баков должен обеспечивать сохранение центровки воздушного судна в течение всего полета. Процесс выработки топлива из баков, как правило, полностью автоматизирован. Управление этим процессом осуществляют с помощью электроемкостных (или реже поплавковых) датчиков топливомера.
В качестве перекачивающих и подкачивающих насосов топливных систем воздушных судов обычно применяют насосы центробежного типа с электроприводом. Для контроля их работы используют сигнализаторы давления топлива (рис. 15.1).
На схемах систем топливопитания двигателей условно показывают только один бак Б и подкачивающий насос НП. В баках
Н измеряют запас топлива по его уровню и предусматривают сигнализацию аварийного остатка топлива.
Систему топливопитания двигателя отключают от топливной системы воздушного судна перекрывным (пожарным) краном топлива ПК, имеющим привод от силового электромеханизма. Управление ПК осуществляют с помощью переключателя из кабины экипажа.
В системе топливопитания ГТД можно выделить три характерных магистрали (низкого давления, высокого давления, магистраль пускового топлива) и систему дренажа топлива. Магистрали низкого и высокого давления образуют контур
420
Рис. 15.1. Схема системы топливопитания ГТД с ОТН управляемой производительности:
Б — бак; ГЗ — заливная горловина; ФС — фильтрующая сетка; НП — подкачивающий насос; ПК — перекрывной (пожарный) кран топлива; НПД — подкачивающий двигательный насос; КД — дросселирующий клапан: Ф — фильтр; КП — перепускной клапан; ТМР — топливомасляный радиатор; ОТН — основной топливный насос; ДК — дроссельный кран; СК — стоп-кран; АДТ — автомат дозировки топлива; APT — автоматический распределитель топлива; Ф1к — первый контур форсунок; ФПк—второй контур форсунок; ЭМКп — электромагнитный клапан пускового топлива; КО — обратный клапан; ФП — пусковые форсунки; КДр — дренажный клапан; ЭМКд — электромагнитный клапан дренажа топлива;
п п „ - , Р &Р
ЬДр — дренажный бачок; —-------измеритель уровня топлива в баке; ---------сигнализатор давления топлива: --------сигнализатор перепада
давления на фильтре; ~—- суммирующий расходомер топлива, -Д------измеритель давления топлива перед форсунками
С.М 11
питания основной камеры сгорания или, иначе, систему основного топлива. ТРДФ и ТРДДФ имеют также контуры питания форсажных камер (системы форсажного топлива).
Магистраль низкого давления обеспечивает предварительное повышение давления топлива перед основным топливным насосом и служит для увеличения высотности системы топливопита-ния. В ее состав входят (см. рис. 15. 1): подкачивающий двигательный насос НПД с регулятором давления, фильтр грубой очистки Ф, расходомер топлива — и топливомасляныи радиатор ^м
ТМР (который применяют, как известно, только в ТРД и ТРДД). Подкачивающий насос НПД, имеющий привод от ротора двигателя, повышает давление топлива до 0,15...0,3 МПа, в результате чего предотвращает его кавитацию на входе в основной топливный насос на больших высотах.
В качестве НПД наиболее часто применяют насосы центробежного типа с дросселирующими клапанами ’ КД, автоматически поддерживающими заданное давление топлива за счет изменения гидравлического сопротивления выходной топливной магистрали. В некоторых ГТД с относительно небольшими расходами топлива используют пластинчатые НПД (рис. 15. 2), давление на выходе из которых поддерживают с помощью редукционных клапанов КР за счет перепуска избыточного количества топлива на линию входа.
Для вертолетных ГТД подкачивающие двигательные насосы обычно не применяют в связи с небольшими высотами полета вертолетов, не требующими существенного повышения давления топлива перед основными топливными насосами по условиям кавитации. Магистраль низкого давления для таких двигателей является как бы продолжением топливной системы вертолета, но отделена от нее перекрывным (пожарным) краном топлива. Давление топлива в этой магистрали, создаваемое установленными на расходном баке электроприводными подкачивающими насосами, обычно не превышает 0,15 МПа.
Для очистки топлива в магистрали низкого давления устанавливают фильтр Ф с перепускным клапаном КП, пропускающим топливо по обводному каналу при засорении фильтрующих элементов и возрастании, вследствие этого, перепада давления на фильтре до 0,08...0,12 МПа. Контроль засоренности фильтра
Ар осуществляют с помощью сигнализатора перепада давления включающего световое табло при увеличении перепада до 0,04...0,06 МПа. В некоторых ГТД за фильтром предусматривают сигнализацию минимального давления топлива, что позволяет контролировать в эксплуатации не только засоренность фильтра, но и неисправности подкачивающего насоса или его регулятора давления.
Контроль расхода топлива осуществляют с помощью расходомеров, датчики которых устанавливают обычно в магистрали 422
423
Рис. 15.2. Схема системы топливопитания ГТД с ОТН неуправляемой производительности: КР — редукционный клапан; КПр — предохранительный клапан; ДИ — дозирующая игла; КПД — клапан перепада давления.
Примечание. Остальные обозначения даны в подписи к рис. 15.1
низкого давления. В качестве датчиков расходомеров используют расположенные в потоке крыльчатки, скорость вращения которых пропорциональна количеству протекающего топлива. Расходомерами измеряют суммарный и (или) мгновенный расход топлива в единицу времени (часовой расход). В схемах систем топливопитания, приведенных на рисунках 15. 1 и 15. 2, пока-
G заны суммирующие расходомеры ^j-.
Топливомасляный радиатор ТМР также наиболее часто располагают в магистрали низкого давления, как это показано на рис. 15. 1. В некоторых случаях его устанавливают в магистрали высокого давления за основным топливным насосом. При этом подогрев топлива в ТМР не оказывает отрицательного влияния на износ элементов качающего узла основного топливного насоса, обусловленного уменьшением вязкости и смазывающих свойств топлива.
Магистраль высокого давления служит для подвода топлива к рабочим форсункам под давлением, обеспечивающим хорошее качество его распыливания в камере сгорания на всех режимах работы двигателя и при любых условиях полета. В этой магистрали размещены элементы системы автоматического управления (САУ) ГТД, производящие автоматическую дозировку топлива в необходимом количестве согласно заданным законам управления расходом топлива, сущность которых для основных типов ГТД ГА рассмотрена в разд. 15.3.
Для создания необходимого давления топлива перед форсунками служит основной топливный насос ОТН, который на максимальном режиме должен повышать давление до величин 6...9 МПа. ОТН имеет привод от ротора двигателя через коробку приводов агрегатов. Давление топлива перед форсунками р измеряют в эксплуатации по указателю
В зависимости от типа применяемого ОТН и соответствующего ему принципа управления расходом топлива, из совокупности систем топливопитания выполненных ГТД можно выделить две разновидности: системы с основным топливным насосом управляемой (см. рис. 15. 1) и неуправляемой (см. рис. 15. 2) производительности. В системах первого типа управление подачей топлива основано на изменении производительности ОТН элементами автомата дозировки топлива АДТ в соответствии с изменением условий полета и режимов работы ГТД, задаваемых положением рычага управления двигателем РУД, от которого зависит проходное сечение дроссельного крана ДК- В качестве ОТН управляемой производительности применяют плунжерный насос с управляемой наклонной шайбой, на которую оказывают воздействие элементы АДТ, входящие в состав САУ ГТД.
Для систем топливопитания, имеющих ОТН неуправляемой производительности, например шестеренный насос высокого 424
давления (см. рис. 15. 2), управление расходом топлива может быть реализовано только на основе перепуска избыточного количества подаваемого насосом топлива с его выхода на вход. Этот перепуск должны осуществлять элементы АДТ в таком количестве, чтобы подача топлива в двигатель строго соответствовала заданному режиму его работы и условиям полета.
Простейшим устройством, позволяющим дозировать топливо по указанному принципу, является клапан перепада давления КПД, который автоматически поддерживает заданный перепад давления на дозирующей игле ДИ при любом ее проходном сечении, изменяемом с помощью РУД. Перемещение РУД, например, на снижение режима работы двигателя приведет к уменьшению проходного сечения ДИ и возрастанию перепада давления на ней, под действием которого КПД будет увеличивать перепуск топлива на вход в ОТН до тех пор, пока перепад не уменьшится на величину превышения. При этом подача топлива к форсункам будет снижена до уровня, соответствующего новому положению РУД. Принципиально возможно производить перенастройку КПД с помощью РУД или элементов САУ, т. е. в нужном направлении изменять поддерживаемый перепад давления на ДИ в зависимости от режимов работы двигателя и условий полета.
В качестве ОТН неуправляемой производительности наиболее часто применяют шестеренные насосы, а также используют плунжерные насосы с неподвижной наклонной шайбой. Последнее особенно характерно для систем топливопитания вертолетных ГТД, в которых обусловленный отсутствием подкачивающих двигательных насосов некоторый недостаток давления топлива на входе в ОТН можно скомпенсировать повышенной устойчивостью плунжерных насосов к кавитации.
Насосы неуправляемой производительности выполняют с большим избытком подачи топлива по отношению к потребной, что необходимо для обеспечения потребной подачи при возможном снижении производительности насосов за счет износа их качающих узлов и уменьшения плотности топлива, дополнительно подогреваемого при перепуске (на больших высотах количество перепускаемого топлива достигает 80...90% от производительности насоса). В наибольшей степени снижение фактической производительност по указанным причинам свойственно шестеренным насосам, для которых запас производительности принимают не менее 1,5.
За автоматом дозировки топлива в магистрали высокого давления устанавливают стоп-кран СК, перекрывающий магистраль при выключении двигателя. Для предохранения от перегрузок качающего узла ОТН и элементов АДТ при резком повышении давления в момент закрытия СК на линии выхода из ОТН располагают предохранительный клапан КПр (см, рис. 15. 2), который при достижении максимально допустимого давления открывает слив топливу на вход в насос. Во многих ГТД приме
425
няют стоп-краны специальной конструкции, позволяющей при перекрытии магистрали высокого давления сообщать ее со сливом.
Минимальное давление топлива, при котором центробежные форсунки могут обеспечивать удовлетворительное качество его распыливания в камере сгорания, составляет 0,3...0,4 МПа. Максимальное давление перед форсунками не должно превышать 12... 15 МПа по условиям прочности трубопроводов и надежности основного топливного насоса. При таком диапазоне давлений расход топлива через одноконтурные форсунки можно изменить примерно в 5...6 раз, тогда как потребное отношение максимальной подачи топлива к минимальной достигает 15...25. Поэтому в ГТД часто применяют двухконтурные форсунки, которые позволяют увеличивать расход топлива не только путем повышения давления, но и за счет приращения площади проходного сечения последовательным включением в работу сначала первого, а затем второго контура. Иногда используют последовательно подключаемые две отдельные группы форсунок. В ГТД с относительно небольшими расходами топлива его подачу в камеры сгорания осуществляют одноконтурными форсунками.
Для включения в работу двухконтурных форсунок служит автоматический распределитель топлива APT, который в общем случае состоит из распределительного клапана и запорных клапанов обоих контуров. Отмеченные элементы APT на приведенных схемах (см. рис. 15.1, 15.2) условно объединены в один узел.
Запорный клапан первого контура открывает подвод топлива в соответствующие каналы форсунок Ф1к при давлении, обеспечивающем нормальный распыл топлива на запуске двигателя (0,3-...0,4 МПа). На неработающем двигателе он предотвращает подтекание топлива в камеру сгорания. Распределительный клапан, устанавливаемый обычно на линии второго контура, обеспечивает доступ топливу в этот контур при увеличении давления до 1,5...2,5 МПа. Запорный клапан второго контура открывает подвод топлива в каналы форсунок ФПк, при давлении более высоком (на 0,1...0,2 МПа), чем давление открытия распределительного клапана. Это способствует быстрому заполнению топливного коллектора и включению в работу распылителей второго контура форсунок.
Для предотвращения засорения форсунок механическими частицами подачу топлива к ним осуществляют через фильтры Ф, которые на рисунках 15.1 и 15.2 для простоты размещены перед топливными коллекторами, тогда как в действительности их устанавливают в корпусах форсунок на каналах обоих контуров перед распылителями.
Магистраль пускового топлива служит для питания топливом пусковых форсунок воспламенителей при запуске двигателя. Пусковые форсунки достаточно хорошо распиливают топливо, подведенное к ним под давлением 0,15...0,3 МПа. Поэтому пита-426
ние данной магистрали осуществляют от подкачивающего двигательного насоса. При отсутствии НПД, а также, если он не имеет регулятора давления, топливо к пусковым форсункам подводят от основного топливного насоса через специальный клапан, обеспечивающий снижение давления до вышеуказанных величин и его стабилизацию.
Основными элементами магистрали пускового топлива являются (см. рис. 15.1, 15.2): электромагнитный клапан ЭМКп, фильтр Ф, обратный клапан ОК и пусковые форсунки ФП. ЭМКп служит для включения и выключения подачи топлива к форсункам по автоматическим командам от панели запуска двигателя. ОК предотвращает прорыв горячего газа через форсунки из камеры сгорания в топливную магистраль после запуска ГТД. Фильтры и обратные клапаны обычно устанавливают в пусковых форсунках, число которых должно быть не менее двух для кольцевых камер сгорания и достигает четырех в трубчатокольцевых камерах.
В системах топливопитания некоторых ГТД магистраль пускового топлива отсутствует. Для запуска таких двигателей используют мощные свечи зажигания поверхностного разряда, воспламеняющие основное топливо, подаваемое в камеру сгорания рабочими форсунками.
Газотурбинные двигатели первых выпусков имели автономные системы пускового топлива с отдельным баком, подкачивающим и пусковым топливными насосами. В качестве топлива для этих систем использовали бензин. Их применяли для питания топливом турбокомпрессорных стартеров и пусковых форсунок воспламенителей.
Система дренажа топлива служит для уменьшения опасности возникновения пожара на двигателе и предусматривает слив небольшого количества топлива из мест его возможного скопления с последующим выбросом в атмосферу. В схемах, приведенных на рисунках 15.1 и 15.2, данная система изображена штриховыми линиями с короткими штрихами.
Топливо сливают в дренажный бак БДр из топливных коллекторов, нижних полостей камеры сгорания и турбины, где оно может скапливаться после выключения или неудачного запуска двигателя. Осуществляют также дренаж полостей между уплотнениями хвостовиков приводных валиков топливных насосов. Для слива топлива из коллекторов, полостей камеры сгорания и турбины применяют дренажные клапаны КДр, которые при работе двигателя закрыты усилиями от высокого давления топлива или газа и открываются усилием затяжки пружины при снижении давления до 0,2...0,4 МПа в момент останова ГТД. Из дренажного бака топливо вытесняется подведенным от компрессора воздухом в выходное устройство двигателя.
. Иногда предусматривают дренаж отрезка магистрали пускового топлива (от форсунок до обратного клапана) через электро
427
магнитный клапан ЭМКд (см. рис. 15.1), который включают на короткое время после прекращения подачи топлива к форсункам воспламенителей. Через ЭМКд топливо вытесняется из трубопроводов в дренажный бак повышенным давлением воздуха в камере сгорания.
Система подачи топлива в форсажную камеру сгорания получает питание от магистрали низкого давления системы основного топлива. Она включает в себя насос высокого давления (форсажный насос), фильтры, автомат дозировки и распределительные устройства форсажного топлива, топливные коллекторы и форсунки. При умеренных расходах топлива в качестве форсажных насосов применяют плунжерные или шестеренные, а при больших расходах — центробежные насосы высокого давления.
15.3. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О СИСТЕМАХ УПРАВЛЕНИЯ ПОДАЧЕЙ ТОПЛИВА В ГТД
Управление подачей топлива в основные и форсажные камеры сгорания двигателей является главной задачей систем автоматического управления ГТД, которые кроме этого решают ряд других задач, в частности, обеспечивают работу противопомпаж-ных устройств осевых компрессоров, воздушных винтов изменяемого шага, регулируемых воздухозаборников и реактивных сопел, реверсивных устройств и т. д.
Количественный анализ свойств систем автоматического управления расходом топлива выполняют с использованием математических моделей двигателей как объектов регулирования, представляемых в виде совокупностей уравнений, описывающих процессы преобразования энергии в ГТД, и уравнений движения. Такой подход составляет теоретическую основу другой учебной дисциплины по газотурбинным двигателям — автоматики ГТД, практическая часть которой направлена на изучение устройства систем управления и регуляторов различного назначения [3, 71]. Данный раздел посвящен качественному анализу структуры систем управления подачей топлива основных типов ГТД с целью более полного раскрытия сущности задач, решаемых при помощи систем топливопитания.
Для выполнения полета воздушного судна в определенных условиях необходимо изменять тягу или мощность двигателей (режимы их работы) в соответствии с этими условиями таким образом, чтобы расход топлива был минимальным при обеспечении необходимой безопасности полета, устойчивой работы и достаточной прочности узлов ГТД.
Режимы работы двигателей, их реакцию на изменение условий полета и способность выполнять заданные функции при высокой надежности оценивают по совокупности параметров, характеризующих протекание рабочего процесса, основными из которых являются температура газа перед турбиной ТГ, степень повышения давления воздуха в компрессоре зтл и частота вра-428
щения ротора п. На эти параметры осуществляют направленное воздействие с помощью элементов СА.У ГТД и называют управляемыми параметрами. Воздействие на них оказывают, изменяя управляющие факторы, такие как расход топлива GT, угол остановки лопастей воздушного винта <рвв или несущего винта вертолета фвв, площадь проходного сечения реактивного сопла и др. Число управляющих факторов должно соответствовать числу управляемых параметров. При выборе последних большое внимание обращают на то, чтобы они могли быть измерены с высокой точностью и трансформированы в управляющие сигналы достаточной мощности.
Заданные закономерности изменения управляемых параметров называют программами управления ГТД, в качестве которых для равновесных режимов наиболее часто принимают программы стабилизации параметров на определенных уровнях, зависящих от режимов работы двигателей. Для ряда неуправляемых параметров предусматривают ограничения их максимальных значений по условиям прочности и устойчивой работы узлов ГТД. Выбор управляемых параметров и программ управления зависит от типа двигателя, наличия в нем одного или двух узлов подвода энергии (основной и форсажной камер сгорания), устройств отбора мощности (воздушного или несущего винта), изменяемых проходных сечений во входном устройстве, компрессоре и реактивном сопле.
В наиболее простом случае одновального ТРД с неизменяемой геометрией проточной части используют единственный управляемый параметр — обычно частоту вращения ротора п, которая достаточно полно характеризует тягу двигателя, напряженность элементов ротора, запасы газодинамической устойчивости компрессора. Частоту вращения можно просто и точно измерить с помощью центробежного датчика и трансформировать в гидравлический управляющий сигнал большой мощности. Для воздействия на величину п используют единственный управляющий фактор — расход топлива GT, изменение которого осуществляют вручную с помощью РУД и автоматически по командам центробежного регулятора, реализующего программу стабилизации частоты вращения (n=const) на заданном ее уровне, зависящем от положения РУД, т. е. от режима работы ТРД.
При изменении условий полета (высоты, скорости, температуры 7"н и давления рн атмосферного воздуха) регулятор n=const будет изменять расход топлива, стабилизируя величину п, что может привести на максимальном режиме работы двигателя к недопустимому по условию прочности турбины увеличению температуры газа перед турбиной Т*Г (на больших высотах, при очень высоких температурах воздуха Гн на земле) или к превы
429
шению давления воздуха за компрессором рк предельного по газовым нагрузкам значения (полет на малых высотах с большой скоростью при низких Тн). Поэтому в системе управления расходом топлива ТРД необходимо применять ограничители параметров Т*г и обеспечивающие уменьшение GT в случаях превышения этими параметрами максимально допустимых значений. Целесообразно также предусматривать ограничение минимального расхода топлива, чтобы исключить возможные срывы пламени в камере сгорания, например при сбросе газа.
Системы управления расходом топлива различных типов ГТД отличаются большим многообразием схем и особенностями реализации основных принципов регулирования. С целью их краткого анализа ниже рассмотрены упрощенные структурные схемы систем управления подачей топлива наиболее распространенных типов двигателей ГА.
Двухвальный ТРДД с основным топливным насосом управляемой производительности (рис. 15. 3). В качестве управля-
Рис. 15.3. Схема системы управления расходом топлива двухвального ТРДД с ОТН управляемой производительности
емого параметра для равновесных режимов данного двигателя принята частота вращения ротора высокого давления пвд, программу стабилизации которой выполняет регулятор пВд= =const, воздействуя на ОТН через сервомотор СМ, изменяющий положение управляющего органа УО (обычно наклонной шайбы плунжерного насоса). Такое воздействие на производительность ОТН приводит к изменению расхода топлива GT, поступающего в двигатель через дроссельный кран ДК и дозирующую иглу ДИ автомата приемистости.
Режим работы двигателя задают вручную с помощью РУД, который изменяет проходное сечение ДК на увеличение или уменьшение подачи топлива и перенастраивает регулятор
430
nB/l=const на соответствующую этому режиму частоту вращения.
Ограничение неуправляемых параметров ТРДД на их максимальных уровнях ’(предельно допустимых по условиям прочности и устойчивой работы узлов двигателя) осуществляют ограничители температуры газа перед турбиной Т'т, частоты вращения ротора низкого давления ннд и полного давления воздуха за компрессором р*к. Данные ограничители в случае превышения параметрами своих максимальных значений оказывают приоритетное воздействие на сервомотор ОТН, который перемещает управляющий орган УО в направлений уменьшения подачи топлива к форсункам до тех пор, пока какой-либо из ограничиваемых параметров не уменьшится ниже предельно допустимого уровня. Это сопровождается снижением управляемого параметра пвд, в результате чего тяга двигателя станет меньше заданной положением РУД величины.
На переходных режимах подачей топлива управляет автомат приемистости АП, обеспечивая необходимое соответствие между количеством подаваемого топлива и расходом воздуха через камеру сгорания таким образом, чтобы время переходного процесса было минимальным при условиях устойчивой работы узлов двигателя (компрессора, камеры сгорания) и безопасного (в смысле прочности) прогрева и охлаждения его деталей. АП измеряет расход воздуха по косвенным параметрам (пвд, р%) и оказывает в соответствии с их изменением управляющее воздействие на сервомоторы ОТН и дозирующей иглы ДИ, изменяя подачу топлива в двигатель по оптимальным законам независимо от скорости перемещения РУД при разгоне или сбросе газа.
В процессе запуска управление подачей топлива к рабочим форсункам осуществляет топливный автомат запуска ТАЗ, который аналогично автомату приемистости обеспечивает оптимальное соответствие между расходами воздуха и топлива на всех этапах процесса. ТАЗ измеряет расход воздуха по величинам давления воздуха за компрессором р*к и в атмосфере рн, а расход топлива — по величине его давления рт за дроссельным краном. При избыточном расходе топлива ТАЗ перепускает его избыток в магистраль низкого давления (на вход в ОТН), в результате чего к форсункам поступает строго необходимое количество топлива для обеспечения запуска за минимальное время при устойчивой работе компрессора, а также без превышений температуры газа перед турбиной и частот вращения роторов. После запуска двигателя ТАЗ прекращает перепуск топлива под действием возросшего давления воздуха за компрессором рк, выключаясь из работы, а в работу вступает регулятор пвд= =const, выполняя заданную программу управления на режиме малого газа.
431
В схеме, приведенной на рис. 15.3, как и на других нижеследующих рисунках, в магистрали дозированного топлива для простоты не показан автоматический распределитель топлива (APT) по контурам рабочих форсунок.
Двухвальный ТРДД с основным топливным насосом неуправляемой производительности (рис. 15.4). Программу управления
Рис. 15.4. Схема системы управления расходом топлива двухвального ТРДД с ОТН неуправляемой производительности
расходом топлива на равновесных режимах данного двигателя выполняет регулятор nBfl=const, воздействуя через автомат приемистости АП на сервомотор СМ, который в нужном направлении изменяет проходное сечение дозирующей иглы ДИ. При любом положении ДИ клапан перепада давления КПД поддерживает заданный перепад давления топлива на ней путем перепуска избыточного количества топлива с выхода из ОТН на его вход. Изменение проходного сечения ДИ при сохранении перепада давления на ней обеспечивает возможность направленного
изменения подачи топлива в двигатель.
Режим работы двигателя задают вручную с помощью РУД, который перенастраивает регулятор иВд=const на соответст
вующую этому режиму частоту вращения и перемещает ограничитель хода дозирующей иглы (ОГХ), осуществляющий ограничение минимального расхода топлива при заданном положении РУД.
Ограничители неуправляемых параметров Т'г, пНД и рк воздействуют на сервомотор дозирующей иглы, уменьшающий ее проходное сечение и подачу топлива к форсункам в случае превышения каким-либо из параметров своего максимально допустимого значения.
Топливный автомат запусйа (ТАЗ) измеряет расход воздуха по косвенным параметрам (р/,\Рн) и в соответствии с их изменением осуществляет подпитку магистрали дозированного топлива таким образом, чтобы время Запуска было минимальным при 432
устойчивой работе компрессора и без превышения температуры газа и частот вращения роторов.
Трехвальный ТРДД с основным топливным насосом неуправляемой производительности (рис. 15.5). Для трехвального
Рис. 15.5. Схема системы управления расходом топлива трехвального ТРДД с ОТН неуправляемой производительности
ТРДД с большой степенью двухконтурности наиболее удобным управляемым параметром является суммарная степень повышения давления воздуха в компрессоре лК2, имеющая достаточно тесную связь с тягой двигателя и параметрами пвд, Т\, оказывающими существенное влияние на прочность элементов его конструкции. Кроме того, величина лЛ-2 характеризует запасы газодинамической устойчивости компрессора.
Для равновесных режимов работы данного ТРДД принята программа стабилизации суммарной степени повышения давления воздуха в компрессоре, которую выполняет регулятор nAy=const, воздействуя через автомат приемистости на сервомотор дозирующей иглы и изменяя ее проходное сечение. При любом проходном сечении дозирующей иглы регулятор перепада давления (РПД) поддерживает на ней перепад давления топлива, зависящий от величины лк2, путем перепуска избыточного количества топлива с выхода из ОТН в магистраль входа.
Режим работы двигателя зависит от положения РУД, связанные с которым механизмы перенастраивают регулятор лЛ-2= =const на соответствующую задаваемому режиму величину лЛ2 и перемещают ограничитель хода ОГХ дозирующей иглы.
Ограничители частот вращения роторов вентилятора пв и высокого давления пвд воздействуют на регулятор перепада 28 Зак. 4527 433
давления, увеличивая обратный перепуск топлива через него и уменьшая тем самым подачу топлива в двигатель в случае превышения на максимальном режиме параметрами пв или пвд своих предельно допустимых по условиям прочности роторов значений. По такому же принципу работает ограничитель температуры газа перед турбиной Т*г, но ограничиваемая им величина не постоянна, как в предыдущих случаях, а зависит от положения РУД, который через задатчик ЗДК изменяет максимально допустимую температуру в соответствии с изменением режимов работы ТРДД. Это позволяет не только сохранить заданные запасы прочности деталей турбины на максимальном режиме, но и обеспечить достаточные запасы газодинамической устойчивости компрессора на всех дроссельных (пониженных) режимах.
На переходных режимах управление подачей топлива осуществляет автомат приемистости АП, через который регулятор плх = const воздействует на сервомотор дозирующей иглы при разгоне и сбросе газа. В зависимости от величины АП изменяет скорость увеличения или уменьшения подачи топлива, обеспечивая протекание переходных процессов по оптимальным законам.
Топливный автомат запуска ТАЗ, сопоставляя на всех этапах процесса расход топлива GT с величиной Лд-2, характеризующей расход воздуха, оказывает управляющее воздействие на сервомотор дозирующей иглы, который перемещает ее на увеличение подачи топлива к рабочим форсункам с оптимальными скоростями, позволяющими вывести двигатель на режим малого газа за минимальное время при нормальном протекании рабочего процесса в проточной части.
Одновальный ТВД с основным топливным насосом управляемой производительности (рис. 15. 6). Для улучшения тяговых характеристик и КПД воздушных винтов применяют винты с изменяемыми углами установки лопастей <рвв, т. е. с изменяемой потребной мощностью их привода. Поскольку располагаемую мощность ТВД можно изменить только подачей топлива, используя с целью сохранения баланса мощностей совместно с <рвв второй управляющий фактор — расход топлива GT, — для этих двигателей необходимо применять два управляемых параметра, в качестве которых обычно принимают частоту вращения ротора Пр, пропорциональную частоте вращения винта, и температуру газа перед турбиной Тв. Управление частотой вращения осуществляют воздействием на <рвв, а температуру газа изменяют подачей топлива.
Программу стабилизации заданной частоты вращения ротора ТВД (одинаковой на всех его основных режимах) выполняет по замкнутой схеме регулятор nP=const, изменяя через гидроусили
434
тель ГУ угол установки лопастей воздушного винта <рвв. На режиме малого газа этот регулятор выключен из работы тем, что винт установлен на упор минимального шага, а стабилизацию
Рис. 15.6. Схема системы управления расходом топлива одновального ТВД с ОТН управляемой производительности
частоты вращения ротора осуществляет регулятор nMr=const, воздействуя на сервомотор СМ, который через управляющий орган УО изменяет производительность ОТН и подачу топлива к форсункам. В одном узле совместно с регулятором nMr=const встроен ограничитель максимальной частоты вращения nmax, уменьшающий расход топлива путем воздействия на ОТН управляемой производительности при недопустимом увеличении частоты вращения в процессе разгона двигателя.
Режим работы ТВД изменяют вручную с помощью РУД, который через автомат приемистости АП по определенной программе перенастраивает регулятор перепада давления РПД, поддерживающий заданный положением РУД перепад давления топлива на дозирующей игле ДИ путем изменения производительности ОТН. Проходное сечение ДИ зависит от воздействующего на ее сервомотор СМ автомата высотно-скоростной корректировки АВСК при изменении полного давления воздуха на входе в двигатель рв. Программа настройки РПД на заданный режим и характеристика АВСК подобраны таким образом, чтобы на основных рабочих режимах (при rzP=const) подача топлива к форсункам обеспечивала поддержание температуры газа перед турбиной Т*г на близких к оптимальным постоянных уровнях независимо от условий полета.
Очевидно, что точность вышеуказанной (программной) стабилизации температуры газа перед турбиной невысока, поэтому
в системе управления расходом топлива данного двигателя предусмотрен ограничитель величины Т’г, который, косвенно измеряя ее по температуре газа за турбиной 7^ и атмосферному давлению рн, осуществляет слив дозированного топлива в магистраль низкого давления в случае возможного превышения температурой Tt максимально допустимого по условиям прочности деталей турбины значения.
Для предохранения от перегрузок деталей редуктора в ТВД применяют ограничитель крутящего момента Л4кр, который в случае превышения Л1кр максимально допустимого значения (при взлете и наборе высоты на взлетном режиме в условиях низких Тн) открывает частичный слив дозированного топлива в магистраль низкого давления, уменьшая его подачу к форсункам. Ограничитель крутящего момента поддерживает постоянную мощность двигателя от земли до расчетной высоты и обеспечивает таким образом заданную высотность ТВД при относительно небольшом расходе топлива на максимальных режимах.
Топливный автомат запуска осуществляет согласование расхода топлива с расходом воздуха через двигатель (измеряя их по косвенным параметрам) путем изменения производительности ОТН и подачи топлива к форсункам по оптимальному закону.
Вертолетный турбовальный двигатель с основным топливным насосом неуправляемой производительности (рис. 15.7). Дан-
Рис. 15.7. Схема системы управления расходом топлива вертолетного ГТД с ОТН неуправляемой производительности
ный двигатель, так же как и ТВД, имеет два управляющих фактора — расход топлива GT и угол установки лопастей несущего винта <рнв. Однако в отличие от ТВД для него значи-436
тельно сложнее решить задачу автоматического управления средним циклическим шагом несущего винта по замкнутой схеме из-за больших размеров винта и инерционности его элементов. Поэтому во многих случаях угол установки лопастей <рнв изменяют вручную с помощью рычага «Шаг — газ» через механизм объединенного управления МОУ и гидроусилитель ГУ.
В качестве основного управляемого параметра для турбоваль-ного двигателя принимают частоту вращения ротора свободной турбины п„, пропорциональную частоте вращения винта. Программу ее стабилизации на одинаковом для всех основных рабочих режимов уровне выполняет регулятор nCT=const, изменяющий с помощью сервомотора СМ проходное сечение дозирующей иглы ДИ, на которой КПД поддерживает заданный перепад давления путем перепуска избыточного количества топлива с выхода из ОТН на его вход. Режим работы двигателя в диапазоне режимов функционирования регулятора nCT=const можно изменить загрузкой винта (<рнв) с помощью рычага «Шаг—газ», что будет приводить к изменению подачи топлива, температуры газа перед турбиной компрессора и мощности свободной турбины.
На глубоких дроссельных режимах, в том числе и на режиме малого газа, регулятор nCT=const из работы выключен, а управление расходом топлива осуществляет регулятор частоты вращения ротора турбокомпрессора птк, который поддерживает заданную положением рычага «Шаг — газ» величину птк на постоянном уровне, воздействуя через автомат приемистости АП на сервомотор дозирующей иглы, изменяющий ее'проходное сечение и подачу топлива в камеру сгорания. На повышенных режимах механизм объединенного управления МОУ выключает из работы регулятор n1K=const, в результате чего рычаг «Шаг — газ» может воздействовать только на загрузку несущего винта, изменяя фнв. При переводе рычага «Шаг — газ» в положение максимального режима МОУ вновь включает в работу регулятор п1К, который при этом обеспечивает ограничение максимальной частоты вращения ротора турбокомпрессора путем перемещения дозирующей иглы в сторону уменьшения подачи топлива в случае превышения величиной ziTK предельно допустимого уровня.
Ограничители температуры газа перед турбиной Гг и степени повышения давления воздуха в компрессоре лк при выходе этих параметров за максимально допустимые границы подают управляющие сигналы на сервомотор дозирующей иглы, направленные на уменьшение подачи топлива в двигатель.
В рассматриваемом ГТД предусмотрено ограничение максимального расхода топлива с целью ликвидации избыточной
437
мощности на малых высотах, что необходимо для предохранения от перегрузок деталей трансмиссии и редуктора вертолета, а также для обеспечения заданной высотности двигателя при относительно небольшом расходе топлива на максимальных режимах. Ограничитель GT измеряет расход в магистрали дозированного топлива и перепускает его избыток на вход в основной топливный насос.
Топливный автомат запуска данного двигателя управляет подачей топлива путем изменения проходного сечения дозирующей иглы по оптимальному закону.
15.4. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ ОБ ОСНОВНЫХ АГРЕГАТАХ СИСТЕМ ТОПЛИВОПИТАНИЯ
К агрегатам систем топливопитания ГТД относятся подкачивающие и основные топливные насосы, рабочие форсунки, фильтры, топливомасляные радиаторы и трубопроводы.
Подкачивающие топливные насосы. Наиболее часто используют подкачивающие двигательные насосы центробежного типа. Они просты по конструкции, обладают высокой производительностью при малых габаритах и массе, менее других типов насосов чувствительны к загрязнению и повышенной температуре топлива, имеют большой ресурс, так как не содержат в рабочей части узлов трения.
Основными недостатками центробежного насоса являются низкий КПД (0,4...0,7) и повышенная склонность к кавитации, обусловленная наличием на входе в рабочее колесо зон высоких скоростей и соответственно пониженных давлений топлива. Последний недостаток преодолевают путем предварительного повышения давления перед рабочим колесом с помощью специальной осевой ступени шнекового типа.
Иногда в качестве подкачивающих двигательных насосов для ГТД с относительно небольшими расходами топлива применяют пластинчатые (ротационные лопастные) насосы. Их часто называют также насосами коловратного типа. Повышение давления топлива в этих насосах происходит за счет изменения объема между пластинами, установленными в продольных пазах полого цилиндрического ротора, который эксцентрично расположен относительно цилиндрической расточки корпуса. При вращении ротора пластины совершают радиальные перемещения в его пазах, что приводит к изменению объема между боковыми поверхностями пластин.
Регулирование давления на выходе из пластинчатого насоса осуществляют с помощью тарельчатого редукционного клапана, работающего по принципу перепуска избыточного количества топлива из полости нагнетания в линию всасывания. Пружинную полость мембраны редукционного клапана сообщают с атмосферой, что позволяет изменять давление топлива за насосом пропорционально изменению атмосферного давления.
438
Основные топливные насосы. В качестве насосов высокого давления в системах топливопитания ГТД обычно применяют плунжерные и шестеренные насосы.
Плунжерные насосы способны создавать большое давление при высоких значениях коэффициента объемной подачи и позволяют изменять производительность независимо от частоты вращения без перепуска и дросселирования топлива. Вместе с тем они конструктивно наиболее сложны и содержат прецизионные плунжерные пары, чувствительные к загрязнению топлива, его смазывающей способности и химическому составу, т. е. к факторам, способствующим возможности заклинивания, возникновению сухого трения, износу и коррозии. Плунжерные насосы надежно работают при температурах топлива не более 100... 120 °C, при которых оно еще обладает достаточной смазывающей способностью.
Располагаемую объемную производительность плунжерного насоса можно вычислить по следующей формуле, л/мин:
WH=i—-Лтахпг]нЮ-6, (15.1)
где — коэффициент объемной подачи (цц=0,95...0,98); п— частота вращения ротора (п=4000...5000 об/мин); /ггаах— максимальный ход плунжера (/imax= 15...30 мм); а'Г1— диаметр плунжера (dn=12...15 мм); I — число плунжеров, которое выбирают нечетным для уменьшения пульсаций давления топлива. Обычно «=7,9 (или 11).
Для удовлетворения потребностей двигателя в топливе при возможном износе элементов качающего узла или в случае применения топлива с пониженной плотностью располагаемая производительность насоса должна быть на 5...10% больше потребной, т. е. вычисленная по формуле (15.1) величина должна соответствовать равенству:
GT
1Гн=(1,05...1,1)^-, (15.2)
где GT — часовой расход топлива через двигатель на расчетном режиме, кг/ч; рт — плотность топлива (~0,8 кг/л).
При существенном отклонёнии от условия (15. 2) необходимо в нужном направлении изменить параметры качающего узла насоса в пределах рекомендованных для них значений и вновь повторить расчет величины 1ГН по формуле (15. 1).
Шестеренные насосы получили широкое распространение в системах топливопитания благодаря тому, что обладают высокой производительностью при малых габаритах и массе, просты по конструкции и не столь чувствительны к загрязнению топлива, как плунжерные насосы. Однако они имеют низкий КПД и
439
вынуждены работать в условиях перепуска большого количества топлива из магистрали высокого давления на линию входа (на больших высотах количество перепускаемого топлива может достигать 80...90% от производительности насоса). Это требует дополнительных затрат мощности на привод, вызывает большой подогрев топлива (до 100...120 °C) и его насыщение пузырьками воздуха, что сопровождается повышенным износом узлов трения и ухудшением кавитационных характеристик насосов.
Шестеренные топливные насосы по принципу действия и конструкции аналогичны масляным насосам шестеренного типа (см. гл. 14). Однако, в отличие от маслонасосов, они работают при значительно более высоких давлениях и в .менее вязкой среде, имеющей худшую смазывающую способность. Поэтому в шестеренных топливных насосах выше влияние зазоров на утечки топлива, больше нагрузки на шестерни и корпус, выше трение, -износ и нагрев деталей (мощность, затрачиваемая на преодоление сил трения в них, соизмерима с величиной полезной мощности).
Топливные насосы отличаются от маслонасосов и по параметрам качающих узлов. Число зубьев шестерен для них увеличивают до 10... 17, чтобы уменьшить пульсации давления топлива на выходе. Модуль зацепления принимают равным т=3...6 мм, а длину зубьев — 1= (5...8) т. Частоту вращения шестерен выбирают по величине максимально допустимой окружной скорости на их наружном диаметре, которую повышают до 15... 17 м/с, а в отдельных случаях и до 25 м/с. Коэффициент объемной подачи т]н Для шестеренного топливного насоса высокого давления меньше, чем для маслонасоса, и составляет значения 0,75...0,82.
Располагаемую объемную производительность шестеренного топливного насоса WH можно определить, как и для маслонасоса, по формуле (14. 1), но с учетом вышеприведенных рекомендаций для параметров качающего узла. Проверку правильности выбора этих параметров следует выполнять по условию
Гн=(1,5...2,0)^-, (15.3)
которое предусматривает запас производительности насоса на расчетном режиме в пределах 1,5...2,0, необходимый для обеспечения потребной подачи топлива к форсункам при наличии его управляемого перепуска из магистрали высокого давления на вход в ОТН, а также с учетом снижения плотности топлива из-за подогрева и возможного уменьшения производительности насоса за счет износа элементов качающего узла.
Топливные форсунки. Для обеспечения наиболее полного сгорания топлива его подают в камеры сгорания в испаренном или распыленном состоянии, соответственно, с помощью испарительных или распиливающих форсунок. В качестве распылива-440
ющих форсунок, которые получили наибольшее распространение в ГТД, используют центробежные форсунки, обеспечивающие хорошее качество распыла топлива и его оптимальное распределение по объему камеры сгорания.
Схема простейшей центробежной форсунки приведена на рис. 15.8,а. Топливо по нескольким тангенциальным каналам 1 поступает в камеру закручивания 2 распылителя и по спиральной траектории движется к центральному соплу 3. В каждой точке этой траектории момент количества движения будет практически неизменным (при незначительных потерях на трение), что приведет к существенному увеличению частоты вращения топлива вследствие уменьшения радиуса вращения. Возникающие при этом центробежные силы прижимают топливо к стенкам сопла, увеличивая его давление, а в центральную часть сопла и камеры закручивания поступает воздух из камеры сгорания, осуществляющий дополнительно поджатие топлива к стенкам распылителя.
На выходе из сопла 3 за счет внезапного расширения и взаимодействия центробежных сил с газодинамическими силами воздушного потока непрерывный поток топлива кольцевой формы расчленяется на мелкие частицы диаметром 0,05...0,1 мм и выходит в камеру сгорания в виде полого конуса распыла 4. Геометрические параметры распылителя подбирают таким образом, чтобы угол при вершине конуса распыла составлял 80...90° на расчетном режиме, ПО...120° — на режиме малого газа и примерно 60...70° при запуске двигателя. При этих значениях угла конуса распыла происходит оптимальное распределение топлива по объему зоны горения на указанных режимах.
Расход топлива через центробежную форсунку можно найти по формуле, кг/с:
СТф=И Fсу/ 2ртЛрф, (15.4)
где р,— коэффициент расхода, зависящий от суммарной площади проходных сечений тангенциальных каналов и геометрии распы-г' 2
лителя; гс — площадь выходного сечения сопла, м ; рт — плотность топлива, кг/м3; Дрф— разность между давлением топлива перед форсункой и давлением воздуха в камере сгорания (перепад давлений на форсунке), Па.
Основным параметром, от которого зависит качество распиливания топлива, является величина Дрф. Для авиационных керосинов удовлетворительное качество распыливания центробежными форсунками может быть достигнуто при перепаде давления не менее 0,3...0,4 МПа. В современных ГТД изменение потребного расхода топлива от режима его воспламенения при запуске до максимального режима происходит в 15...25 раз. Такое же изменение расхода должны обеспечивать топливные форсунки, для чего, согласно уравнению (15.4), перепад давле
441
ний Арф (при прочих равных условиях) необходимо изменять в 225...625 раз.
Если для минимального расхода топлива принять вышеуказанные перепады давлений (0.3...0,4 МПа), то максимальный
Рис. 15.8. Схемы центробежных топливных форсунок: а — одноконтурная форсунка; б, в, г — двухконтурные форсунки (б — двухсопловая, в — однокамерная, г — двухкамерная); 1 — тангенциальные каналы; 2 — камера закручивания; 3 — сопло; 4 — конус распыла; 5 — тангенциальные каналы I контура; 6 — тангенциальные каналы II контура; 7 — распределительный клапан;
8 — сопло II контура; 9 — сопло I контура; 10 — камера закручивания II контура; //—камера закручивания I контура; /2— общая камера закручивания; 13 — диафрагма
расход будет обеспечен при перепадах ~ 70...240 МПа и примерно при таких же давлениях перед форсунками. Столь высокие давления недопустимы по условиям надежности элементов системы топливопитания — работоспособности качающих узлов топливных насосов, прочности трубопроводов, герметичности их соединений и т. п. Поэтому максимальные давления перед форсунками ограничивают на уровнях 6...9 МПа, а для воздействия на расход топлива в условиях широкого диапазона его изменения используют совместно с величиной Лрф и другие параметры уравнения (15.4), в частности коэффициент расхода ц и площадь сечения сопла Fc.
Для изменения величины Fc используют два контура центробежных форсунок, первый из которых работает на всех режимах, начиная с минимального, а второй вступает в работу при увеличении давления топлива до 1,5...2,5 МПа и открытии этим давлением распределительного клапана. Группы форсунок обоих 442
контуров имеют свои топливные коллекторы с подводом топлива в них через распределительный клапан. Применение отдельных форсунок двух контуров возможно для кольцевых камер сгорания, а в трубчато-кольцевых совместное их размещение затруднительно из-за малого объема жаровых труб. Поэтому большое распространение получили двухконтурные форсунки, в которых оба контура объединены в одной конструкции с раздельной соосной подачей топлива из обоих контуров.
Двухконтурная двухсопловая форсунка, схема которой показана на рис. 15.8, б, имеет две соосно расположенные камеры закручивания и два сопла. Во внутреннюю камеру закручивания И топливо поступает из коллектора I контура, а во внешнюю 10—из коллектора II контура, включаемого распределительным клапаном 7. Площадь сечения выходного сопла II контура 8 в 5...6 раз превышает площадь сечения сопла I контура 9, поэтому после полного включения II контура расход топлива возрастает во столько же раз при неизменном давлении.
Для воздействия на расход топлива путем изменения коэффициента расхода р, возможно применение двухконтуряых однокамерных форсунок (см. рис. 15.8, в), имеющих одно сопло 3 и общую для обоих контуров камеру закручивания 12, в которую топливо входит через последовательно подключаемые распределительным клапаном 7 группы тангенциальных каналов 5 и 6. Подача топлива в тангенциальные каналы II контура 6 сопровождается увеличением коэффициента р и пропорциональным ему повышением расхода.
С целью повышения качества распыливания топлива на пониженных режимах (при перекрытых каналах II контура) применяют двухкамерные форсунки (см. рис. 15.8, г), имеющие две камеры закручивания 10 и 11, разделенные диафрагмой 13, но с общим выходом потоков обоих контуров через сопло 3.
Все форсунки после сборки испытывают на равномерность конуса распыла и проверяют их герметичность в холодном и горячем состояниях. Их подбирают по группам с близкими расходными характеристиками для комплекта, предназначенного к установке на двигателе. Отличие в расходе топлива отдельных форсунок такого комплекта на режимах, близких к расчетному, не должно превышать 2...3%, а на глубоких дроссельных режимах должно быть не более 10...20%.
Топливные фильтры. Присутствующие в топливе механические примеси могут вызвать увеличенный износ качающих узлов топливных насосов, задиры на прецизионных парах автоматических устройств и их заклинивание, засорение форсунок и т. п. Зазоры в прецизионных парах топливных агрегатов составляет 6... 14 мкм. В авиационных керосинах наибольшее количество посторонних частиц имеет размеры 3...5 мкм. Поэтому к очистке топлива предъявляют высокие требования. Фильтры низкого давления должны очищать топливо от частиц размером
443
10...30 мкм и более, а фильтры тонкой очистки, устанавливаемые обычно в магистрали высокого давления перед содержащими прецизионные пары агрегатами, должны задерживать частицы диаметром 3...4 мкм и больше.
В системах топливопитания ГТД применяются сетчатые пористые и щелевые фильтры.
Для грубой очистки наиболее часто используют сетчатые фильтры. Простейший фильтр такого типа состоит из металлической сетки (латунной или никелевой), припаянной к пустотелому перфорированному отверстиями каркасу цилиндрической формы, который установлен в герметичный корпус. Данный цилиндрический фильтр, отличаясь предельной простотой конструкции, имеет относительно малую фильтрующую поверхность. С целью увеличения поверхности фильтрующего элемента его выполняют в виде гофрированного цилиндра с продольными гофрами из внутренней каркасной и наружной фильтрующей сетки. Этот элемент устанавливают на перфорированный каркас такой же формы и помещают внутрь цилиндрического перфорированного кожуха, предусматриваемого для защиты сеток от повреждений при монтажных работах. Применяют также для грубой очистки многосекционные сетчатые фильтры, аналогичные по конструкции вышеописанным масляным фильтрам (см. рис. 14.5).
Тонкую очистку топлива осуществляют обычно с помощью многосекционных сетчатых фильтров. Иногда используют фетровые, бумажные и нейлоновые фильтры, обеспечивающие более высокую степень очистки. В каналах с относительно небольшими расходами топлива (например, в каналах топливных регуляторов и форсунок) устанавливают пористые и щелевые фильтры тонкой очистки.
Пористые фильтры изготавливают спеканием мелких гранул, в состав которых входит 90...95% меди и 5... 10% олова. Толщину стенки пористого цилиндрического фильтрующего элемента выбирают в пределах I.5...3 мм. В последнее время применяются пористые фильтры, изготавливаемые прессованием предварительно завитой в мелкую спираль стальной проволоки. Размеры пор такого фильтра можно изменять в широком диапазоне (до предельно малых величин), изменяя давление при прессовании.
Из класса шелевых фильтров наибольшее распространение получили резьбовые фильтры, которые часто применяют в топливных форсунках. Такой фильтр состоит из резьбового стержня с мелкой резьбой, плотно установленного в цилиндрический канал. Топливо проходит по впадинам резьбы, представляющим собой щели заданного размера. Иногда на резьбу стержня наматывают проволоку, между витками которой проходит топливо.
444
Топливные фильтры, размещенные в магистралях большого расхода, обычно оснащают перепускными клапанами, обеспечивающими перепуск топлива мимо фильтрующих элементов при их засорении и возрастании, вследствие этого, перепад давления на фильтре до 0,08...0,12 МПа. Наиболее часто используют перепускные клапаны шарикового типа (см. рис. 14.5). Для своевременного обнаружения засоренности фильтрующих элементов применяют сигнализаторы перепада давления, включающие световое табло «Фильтр засорен» при увеличении перепада до 0,04...0,06 МПа.
Для удобства контроля состояния фильтров в эксплуатации их фильтрующие элементы и крышки корпусов выполняют легкосъемными.
15.5. ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМ ТОПЛИВОПИТАНИЯ
И НЕКОТОРЫЕ СПОСОБЫ ИХ ПРЕДУПРЕЖДЕНИЯ
Основная часть неисправностей элементов систем топливопитания обусловлена проявлением неблагоприятных свойств топлива, которые могут оказывать повреждающее действие и на элементы конструкции двигателя (камеру сгорания, турбину и др.). Возможно возникновение неисправностей топливных агрегатов из-за внешних объективных или субъективных причин, например под действием вибраций, передаваемых от двигателя, или в результате нарушений технологии технического обслуживания системы топливопитания.
Вследствие обратимой гигроскопичности авиационного топлива при снижении температуры происходит выделение из него растворенной воды в виде мельчайших капель, которые в условиях отрицательных температур быстро замерзают, образуя кристаллы льда, рассредоточенные по всему объему топлива во взвешенном состоянии. Кристаллы льда засоряют фильтр низкого давления, что приводит к существенному увеличению гидравлического сопротивления магистрали и ухудшению кавитационных характеристик основного топливного насоса. Замерзание отстоя воды в полости подкачивающего насоса может вызвать примерзание его ротора к корпусу и разрушение валика привода насоса при запуске двигателя.
Для предотвращения образования кристаллов льда в топливо добавляют специальные присадки, например этилцеллозольв (жидкость И) в количестве 0,1...0,3% или тетрагиДрофурфури-ловый спирт (жидкость ТГФ) в том же количестве. Добавленные присадки, смешиваясь с каплями эмульсионной воды, образуют антифризы с низкой температурой замерзания. Обмерзание фильтров можно устранить также их обогревом или подачей антиобледенительной жидкости (например, этилового спирта) на фильтрующие элементы. Отстой воды из полостей насосов и топливомасляного радиатора периодически сливают, а также
445
принимают меры по предотвращению обводнения топлива при его хранении и заправке.
Присутствующие в топливе кислородные, сернистые соединения и вода вызывают жидкофазную коррозию топливных агрегатов. Среди сернистых соединений наиболее агрессивными являются элементарная сера и меркаптаны, которые вызывают сильные коррозионные повреждения деталей агрегатов, изготовленных из сплавов меди, и кадмированных деталей. Повышенная кислотность топлива и присутствие в нем воды приводят к коррозии стальных деталей. Интенсивность коррозионных процессов резко возрастает с увеличением температуры топлива. Коррозионные отложения, откалываясь от поверхности деталей, попадают в топливо в виде нерастворимых осадков, которые засоряют фильтры, а также могут вызвать засорение форсунок, заклинивание прецизионных пар и повышенный износ узлов трения топливных агрегатов.
Наличие в топливе соединений серы и некоторых металлов (например, ванадия и натрия) приводит при его сгорании к возникновению высокотемпературной газовой коррозии на элементах конструкции камер сгорания, турбин и выходных устройств ГТД. Наиболее опасна ванадиевая коррозия, интенсивность которой резко возрастает в присутствии соединений серы и натрия. Для снижения содержания в топливе указанных веществ и уменьшения их вредных воздействий на элементы конструкции двигателей осуществляют промывку топлива различными растворителями (например, водой или водными растворами сульфата магния, алюминия и др.) и применяют антикоррозионные присадки.
При высоких температурах (выше 100...110 °C) происходит выделение из топлива в виде осадка микрозагрязнений, сернистых соединений, оксидов металлов, смол и твердых углеродных частиц, образующихся в процессе разложения термически нестабильных фракций. Этот осадок засоряет фильтры, форсунки и вызывает повышенный износ топливных насосов. Уменьшение образования такого осадка, т. е. улучшение термической стабильности топлива, может быть достигнуто его очисткой от неуглеводородных примесей и добавлением специальных присадок, например присадки «ТП» в количестве до 0,02%.
Температура топлива оказывает существенное влияние на работоспособность центробежных форсунок. Уменьшение температуры вызывает ухудшение распыливания топлива при малых расходах за счет увеличения его плотности и коэффициента расхода. При повышении температуры происходит уменьшение коэффициента расхода и угла конуса распыла. Особенно сильное снижение производительности форсунок (из-за уменьшения коэффициента р) происходит при температурах 150...200 °C, вызывающих интенсивное испарение топлива и его кавитацию в распылителях. Столь высокие температуры могут вызвать недо
446
пустимый износ узлов трения основных топливных насосов из-за потери топливом своей смазывающей способности. Поэтому в ГТД не допускают чрезмерного повышения температуры топлива, ограничивая на умеренном уровне максимальные давления перед форсунками и связанный с ними подогрев топлива в ОТН, а также предотвращают его перегрев в топливомасляном радиаторе с помощью термостатического клапана.
Попадание воздуха в систему топливопитания может привести к нарушению режимов работы топливных регуляторов, колебаниям частоты вращения ротора и выключению двигателя. Поэтому после длительной стоянки ГТД воздух удаляют из топливных магистралей через специальные клапаны.
Большое число отказов топливных насосов вызывает износ уплотнений приводных валиков, который сопровождается нарушением герметичности и появлением течи топлива через дренажные штуцера. Интенсивность износа уплотнений возрастает под влиянием высокой температуры топлива, при которой манжеты теряют эластичность.
Разрушения топливных трубопроводов в результате их колебаний составляют значительную часть всех отказов усталостного происхождения в ГТД. Поломки трубопроводов происходят, как правило, в местах концентрации напряжений: в зонах приварки или припайки ниппелей, по переходу цилиндрического участка трубы в развальцованный конический, под зажимами труб и в местах их максимальной изогнутости. Трещины вдоль образующей трубопровода возникают под действием пульсаций давления топлива, а окружные трещины — в результате циклического изгиба вибрациями, передаваемыми, главным образом, от корпуса двигателя. Снижению усталостной прочности трубопроводов способствуют искажения формы их поперечного сечения, монтажные напряжения, поверхностные повреждения (вмятины, забоины, риски и т. п.). Поэтому к качеству монтажа трубопроводов предъявляют высокие требования.
Для снижения уровня вибронагруженности трубопроводов их отдельные участки «отстраивают» от резонансных режимов, воздействуя на частоты собственных колебаний путем изменения расстояний между опорами. На опорах устанавливают амортизаторы (резиновые, проволочные и др.), которые снижают интенсивность вибраций, передаваемых от корпуса ГТД. Жесткие трубопроводы соединяют с насосами при помощи гибких шлангов, демпфирующих вибрации, передаваемые от насосов. Амплитуды пульсаций давления топлива уменьшают с помощью дроссельных пакетов, устанавливаемых в топливных магистралях.
С целью сохранения герметичности соединений трубопроводов для их резьбовых элементов (гаек, болтов) применяют контровочные устройства, препятствующие ослаблению затяжки соединений от вибраций. Чтобы температурные деформации трубопроводов и корпуса двигателя не приводили к поврежде-
447
ниям соединений (например, к вытягиванию развальцованного участка трубки из ниппеля), на трубопроводах выполняют термокомпенсационные изгибы.
Глава 16. ПУСКОВЫЕ СИСТЕМЫ
Запуск двигателя представляет собой неустановившийся режим работы ГТД, характеризуемый процессом раскрутки его ротора от неподвижного состояния или режима вращения авторотации до выхода двигателя на режим малого газа (минимальный установившийся режим работы двигателя). Запуск осуществляется комплексом устройств и систем, составляющих пусковую систему ГТД.
Пусковая система ГТД должна обеспечивать следующие основные качества запуска.
1. Надежность запуска на земле и в полете (в том числе в случае преднамеренного или самопроизвольного останова двигателя) при любых условиях эксплуатации без возникновения неустойчивых режимов работы ГТД (помпажа, срыва пламени, вибрационного горения и т. д.), а также превышения максимально допустимых значений температуры газа и частоты вращения ротора.
2. Безопасность, т. е. исключение возникновения очагов пожара и обеспечение возможности быстрого прекращения запуска при аварийной ситуации.
3. Автоматизацию, т. е. обеспечение (после установки РУД в положение, соответствующее запуску, и нажатия кнопки «Запуск») выхода двигателя на заданный режим без выполнения дополнительных ручных операций, а после окончания процесса запуска осуществление выключения пусковой системы и подготовки ее к следующему запуску.
4. Автономность, т. е. обеспечение возможности осуществления необходимого количества запусков без использования аэродромных средств (количество запусков от бортовых источников питания без промежуточной их дозарядки или дозаправки по меньшей мере на единицу должно превышать число двигателей на воздушном судне).
5. Минимальные массы и габариты пускового устройства и других элементов системы, обеспечение их необходимой надежности в течение ресурса двигателя.
6. Возможность простого и эффективного регулирования параметров запуска на различных этапах в процессе наземного технического обслуживания.
Пусковые системы авиационных ГТД подразделяются на системы с пусковыми устройствами (стартерные) и бесстартер-ные. Стартерные системы классифицируются (рис. 16.1) в зависимости от типа применяемого пускового устройства (ПУ). 448
В бесстартерных пусковых системах сжатый воздух или газ подается непосредственно на лопатки газовой турбины ГТД. Такие системы весьма просты по конструкции, но для запуска
Рис. 16.1. Классификация пусковых устройств
требуется большой расход рабочего тела из-за малого КПД турбины в начальный момент раскрутки. По этой причине бес-стартерные системы в настоящее время используют лишь для запуска подъемных ГТД — при этом сжатый воздух (газ) отбирается от маршевого двигателя.
Следует отметить, что пусковая система современного ГТД является комбинированной, позволяя осуществлять на земле запуск от ПУ, а в полете — бесстартерный запуск. Особенности этого вида бесстартерного запуска заключаются в том, что имеющееся на двигателе ПУ не используется, а запуск осуществляется с режима вращения авторотации. Возможен также встречный запуск, когда пусковая топливная система и система зажигания включаются после самопроизвольного или преднамеренного выключения двигателя до установления частоты вращения авторотации.
16.1. СТРУКТУРА ПУСКОВЫХ СИСТЕМ
Пусковая система ГТД в общем случае включает:
— систему предварительной раскрутки ротора двигателя, состоящую из ПУ и механизмов соединения ротора ПУ с ротором ГТД;
— источник энергии, обеспечивающий питание ПУ;
— пусковую топливную систему, обеспечивающую подачу, топлива в пусковые воспламенители (или рабочие форсунки) камеры сгорания;
29 Зак. 4527
449
— систему зажигания пусковой топливно-воздушной смеси в пусковых воспламенителях (или непосредственно в камере сгорания);
— систему управления процессом запуска;
— ряд элементов основной топливной системы, обеспечивающих дозировку подачи топлива в процессе запуска (автомат запуска, рабочие форсунки и др.).
ПУ представляет собой специальное устройство, предназначенное для принудительной раскрутки ротора ГТД в процессе запуска. Типы ПУ чрезвычайно разнообразны и делятся на электрические и механические. Первые представляют собой электродвигатели инерционного типа, электростартеры (ЭСТ) прямого действия, а также стартер-генераторы (СТГ). Инерционные ПУ применяют в поршневых двигателях, где момент сопротивления вращению весьма велик. В ГТД используют в основном СТГ. ЭСТ прямого действия применяют на малоразмерных ГТД и ВСУ.
Из механических ПУ основное распространение нашли турбинные стартеры (поршневые ПУ в виде двухтактных двигателей использовались на начальном этапе развития ГТД). Турбокомпрессорные стартеры (ТКС) представляют собой малогабаритные ГТД. Среди бескомпрессорных турбинных ПУ известны воздушные турбостартеры (ВТС), воздушнотепловые, парогазовые и твердотопливные устройства. В ВТС в качестве рабочего тела используется сжатый воздух. Воздушно-тепловые турбостартеры имеют дополнительно камеру сгорания, где сжатый воздух подогревается, что улучшает их мощностные характеристики.
Парогазовые турбостартеры используют пар, газ или парогаз, получаемый в результате горения, разложения или химической реакции различных веществ. Как правило, этот тип ПУ обладает низкой эксплуатационной технологичностью.
В твердотопливных турбостартерах рабочим телом является газ, получаемый в результате горения пороха. Время запуска ГТД при использовании таких ПУ может быть сокращено до нескольких секунд.
Ротор ПУ соединяется с ротором запускаемого ГТД с помощью механизма сцепления и редуктора. Механизм сцепления обеспечивает автоматическое соединение роторов на начальном этапе запуска, рассоединение роторов после окончания процесса раскрутки ротора ГТД, а в ряде случаев также ограничение передаваемого момента. Шестеренные передачи как в самом ПУ, так и в системе приводов запускаемого двигателя, служат для согласования моментной характеристики ПУ с характеристикой сопротивления вращению ротора ГТД.
Источник энергии, необходимый для питания ПУ, может размещаться как на воздушном судне, так и на средствах аэродромного обслуживания. Его тип и особенности конструкции 450
определяются типом применяемого ПУ. Это аккумуляторные батареи (при использовании ЭСТ), баллоны со сжатым воздухом (для ВТС и воздушно-тепловых турбостартеров), баки с топливом или компонентами для получения пара или газа (для ТКС, воздушно-тепловых и парогазовых турбостартеров), пиропатроны (для твердотопливных стартеров). Для обеспечения автономности запуска в настоящее время большинство воздушных судов снабжено ВСУ. Они используются в качестве ТКС, генераторов сжатого воздуха, обеспечивающих питание ВТС и воздушно-тепловых турбостартеров, а также турбогенераторных установок, приводящих в действие генераторы постоянного тока, которые питают ЭСТ.
Пусковая топливная система представляет собой обычно часть топливной системы ГТД и включает электромагнитные краны, переключаемые системой управления запуском, и пусковые форсунки, устанавливаемые в воспламенителях. Подача топлива в пусковую систему осуществляется, как правило, от подкачивающего насоса ГТД. В некоторых случаях роль пусковой форсунки выполняет один из каналов рабочих форсунок камеры сгорания — в этом случае воспламенитель отсутствует, а топливо подается от основного насоса двигателя.
Система зажигания состоит из пусковых катушек (агрегата зажигания) и свечей зажигания, расположенных в зависимости от особенностей пусковой топливной системы в пусковых воспламенителях или жаровых трубах камеры сгорания.
Система управления запуском выполняется в виде автоматической панели, представляющей собой комплекс коммутационной аппаратуры и программного механизма, вырабатывающего в соответствии с заданной циклограммой временные сигналы для управления пусковой системой. В нее также входит ряд специальных устройств и преобразователей, обеспечивающих выдачу команд при достижении определенной частоты вращения ротора двигателя и ПУ, давления воздуха за компрессором и т. д.
Система управления обеспечивает выполнение следующих процессов: запуск двигателя на земле; холодную прокрутку двигателя; запуск двигателя в воздухе; ложный запуск, а также осуществление в случае необходимости прекращения запуска и предотвращения включения пусковой системы на работающем двигателе.
Запуск ГТД на земле осуществляется в следующем порядке. РУД устанавливают в положение, соответствующее режиму малого газа, включают автоматы защиты сети электросистемы; переключатель вида работ системы управления устанавливают в положение «Запуск на земле» (если запуск осуществляется от ВСУ, то предварительно производится ее запуск). Затем нажимают кнопку запуска и с момента возникновения избыточной мощности на выходном валу ПУ начинается раскрутка ротора двигателя.
451
29*
Коммутационные устройства панели запуска включают программный механизм и систему зажигания. Через определенное время, заданное циклограммой программного механизма, производится открытие электромагнитных клапанов пусковой топливной системы. Топливо подается в воспламенители, где создается пусковой факел пламени. Основная топливная система в этот момент обеспечивает подачу топлива в камеру сгорания через рабочие форсунки. Образовавшаяся топливовоздушная смесь поджигается пусковым факелом и турбина двигателя начинает создавать постепенно увеличивающийся избыточный момент. Дозировка подачи топлива осуществляется автоматом запуска.
Далее программный механизм выключает систему зажигания. После того как избыточный момент турбины превысит момент сопротивления вращению ротора ГТД, происходит отключение ПУ. Оно выполняется или программным механизмом или специальным устройством, срабатывающим при достижении роторов двигателя определенной частоты вращения. В обоих случаях программный механизм после прекращения запуска приводит систему управления запуском в исходное состояние.
Дальнейший вывод двигателя на режим малого газа осуществляется избыточным моментом турбины. Параметры запуска в этом случае определяются системой управления двигателя.
Таким образом, процесс запуска ГТД на земле может быть разбит на три основных этапа (рис. 16.2). На первом этапе рас-
крутка ротора двигателя осуществляется только ПУ Л4У[=Л4ПУ-.Л4С, (16.1)
где Му — момент, идущий на ускорение ротора ГТД;
Л4ПУ — момент, развиваемый ПУ;
452
Мс — момент сопротивления вращению ротора ГТД.
Второй этап запуска начинается с момента воспламенения топливовоздушной смеси в камере сгорания (п=п1) и заканчивается при выключении ПУ (м=м2). Ускоряющий момент на этом этапе равен:
Л4у11=Л4пу-Н^т — Л4с, (16.2)
где ЛД — момент, развиваемый турбиной двигателя.
На третьем этапе запуска ротор ГТД раскручивается только турбиной двигателя:
Afyni=AfT—Afc- (16.3)
Данный этап завершается выходом двигателя на режим малого газа (п=пмг)-
Ложный запуск выполняется для проверки герметичности гидросистем двигателя и его расконсервации после установки на воздушное судно, а холодная прокрутка — после неудавшегося запуска. В обоих случаях система зажигания не включается.
Запуск в воздухе производится с режима авторотации и поэтому ПУ не используется. Для этого предусмотрено положение переключателя вида работ «Запуск в воздухе». После нажатия кнопки запуска коммутационная аппаратура панели запуска включит систему зажигания и программный механизм. Далее запуск производится аналогично рассмотренному выше порядку, только без включения ПУ.
Возможен также встречный запуск, при котором включение пусковой системы осуществляется не вручную, а автоматически по сигналам падения давления воздуха за компрессором и давления топлива перед рабочими форсунками. Частота вращения ротора ГТД оказывается выше, чем на режиме авторотации, что расширяет диапазон высот и скоростей полета, при котором возможен запуск в воздухе.
16.2. РАСЧЕТ ПУСКОВЫХ СИСТЕМ
Основными задачами расчета пусковых систем являются определение потребной мощности ПУ и продолжительности запуска двигателя.
Потребная мощность ПУ равна:
Л;ПУ :^= 2лЛ41 |уН, вт, (16.4)
где момент измеряется в Н-м, а частота вращения в об/с.
Для электрических и турбинных стартеров можно принять
Л1Пу=Л40 — сп, (16.5)
453
где Мо — начальный пусковой момент;
с — коэффициент, зависящий от типа ПУ, .
Для ПУ, в конструкцию которого включены гидромуфты или дифференциальный редуктор, с~0. В этом случае мощность ПУ увеличивается пропорционально частоте вращения ротора. При* с=/=0 мощность достигает максимума при МПу=М0/2 и частоте вращения м=Л40/2с.
Следует иметь в виду, что для обеспечения приемлемой продолжительности запуска крутящий момент Л1Пу при частоте вращения и, должен в 2...3 раза превышать момент сопротивления вращению Мс.
Время запуска т3 может быть найдено с учетом того, что крутящий момент Му, вызывающий ускорение ротора, в соответствии с уравнением движения равен
Му=2л//Дп/<Д, (16.6)
где Jp — массовый полярный момент инерции ротора двигателя, Н • м • с2.
Следовательно,
"мг
т3==2л/р ( dn/My, с, (16.7)
где пмг — частота вращения ротора двигателя на режиме малого газа, об/с.
Для определения Му на различных этапах запуска необходимо иметь зависимости для Л4С и Л4Т.
Момент сопротивления вращению ротора двигателя складывается из моментов сопротивления вращению компрессора Мк, агрегатов и момента для преодоления сил трения. Первый из моментов сопротивления является основным. Обычно принимают, что он пропорционален квадрату частоты вращения: Мк=ап2. (16.8)
Коэффициент пропорциональности а определяется через параметры на режиме малого газа
& ag.fi м, Н • М
лЛ ’ (об/с)2’
(16.9)
где Lagk—адиабатическая работа компрессора, Н-м/кг; GB — расход воздуха, кг/с; т]к — КПД компрессора.
С учетом других моментов сопротивления, составляющих от 3 до 5 % от Мк получим Л4с=1,05 Л4К.
454
Моментная характеристика турбины Мт может быть принята в первом приближении линейной на каждом из этапов запуска Мт = тп — р, Н-м. (16.10)
Значения коэффициентов т, и р, Н-м определяются из условий:
а) на втором этапе запуска: при п=пх A4TlI=0; при п=пр, МТц=МСц;
б) на третьем этапе запуска: при п = п2 МТ111=Л1Т ; при п=пмг Д1 т — Л1 с
•ill сш
Таким образом, продолжительность запуска можно найти как
"/г1 П2 rtMr
Тз=2л/р ^dn/Atyu -j- dn/2Myni
- 0 rtj п2
----TlH“T;Il + Tlll — Тпу + ТШ»
(16.11)
где ту; т»; тп! — продолжительности каждого из этапов запуска, соответственно;
Л4уп; Л4уП] — определены соотношениями (16.1) — (16.3);
Тпу — продолжительность работы ПУ.
Ввиду громоздкости подинтегральных выражений пелесо образно применять графоаналитический способ вычисления, разбивая диапазон частот вращения на участки Дщ и определяя продолжительности Ат(- по формуле
Ат,=2л/рАп,/Л1уср,., (16.12)
где МУср, — среднее значение Му на Ем участке.
Если полученное значение продолжительности запуска не соответствует реальному, то следует задаться новым значением потребной мощности ПУ, имея в виду, что с ростом последней продолжительность запуска сокращается.
16.3. ПУСКОВЫЕ УСТРОЙСТВА
ПУ представляют собой один из основных элементов пусковой системы, определяющих, как правило, ее тип и основные конструктивные особенности. Как уже указывалось выше, среди большого числа различных ПУ наибольшее распространение в настоящее время нашли ЭСТ, СТГ, ТКС и ВТС.
Электростартеры
ЭСТ прямого действия представляет собой электрический двигатель постоянного тока со смешанным и шунтовым возбуж-
455
дением, ротор которого непосредственно связан с ротором ГТД через механическую передачу. Более широкое применение находят СТГ, которые при запуске выполняют функции ПУ, а после запуска — генератора.
. Частота вращения ротора ГТД при запуске значительно меньше, чем на рабочих режимах. В то же время оптимальные частоты вращения ротора СТГ, работающего как в пусковом, так и в генераторном режимах, близки. В связи с этим для согласования режимов работы СТГ он обычно имеет двухскоростную передачу с автоматическим переключением скоростей. В схеме, представленной на рис. 16.3, это достигается путем
Рис. 16.3. Кинематическая схема СТГ:
1 — СТГ; 2 — роликовая муфта; 3 — храповая: муфта
включения двух муфт свободного хода: храповой и роликовой. При работе СТГ в пусковом режиме роликовая муфта 2 выключена и сцепление ротора СТГ с валом ГТД осуществляется через храповую муфту 3 и редуктор. При достижении частоты вращения п2 храповая муфта автоматически рассоединяет, а роликовая муфта после выключения СТГ соединяет роторы СТГ и ГТД, выключая редуктор из работы.
Частота вращения ротора ЭСТ в процессе запуска автоматически регулируется. В начальный период для безударного сцепления ротора ЭСТ с ротором двигателя аппаратура управления вводит в цепь якоря дополнительное сопротивление, которое затем шунтируется и далее выключается. Это позволяет получить в начале раскрутки напряжение на клеммах ЭТС не более 3...4 В, а затем оно увеличивается до 24...27 В (при параллельном соединении аккумуляторных батарей).
Увеличение напряжения достигается путем переключения с параллельного соединения на последовательное — при этом оно возрастает вдвое. Такое ступенчатое изменение напряжения поз-456
воляет более рационально использовать емкость источника энергии, а также увеличить избыточный момент ЭСТ.
Рост напряжения в сети при запуске от генератора, являющегося источником питания ЭСТ, является обычно многоступенчатым за счет управления обмоткой возбуждения генератора. В этом случае напряжение может быть увеличено до 60 В, что сокращает время запуска и делает его более надежным.
ЭСТ надежны в работе, просты в управлении, позволяют автоматизировать процесс запуска, но с ростом потребной мощности их масса и особенно масса аккумуляторных батарей быстр-ро растет. Приемлемые характеристики пусковой системы могут быть получены при наличии на воздушном судне ВСУ, обеспечивающей привод генератора для питания ЭСТ.
Турбокомпрессорные стартеры
ТКС представляет собой малогабаритный ГТД, избыточная мощность которого используется для раскрутки ротора запускаемого двигателя. Подобные ПУ обладают большой мощностью (до 70... 180 кВт) и возможностью осуществления многократных запусков.
Конструктивные особенности ТКС обусловлены необходимостью получения небольших габаритов и массы. В связи с этим для них характерно применение центробежных компрессоров с односторонним входом, укороченных камер сгорания, двухопорных роторов и т. д. Существует несколько схем ТКС, из которых наибольшее распространение получили турбостартеры с гидромуфтой и турбовальные двигатели со свободной турбиной (рис. 16.4).
В первой схеме (см. рис. 16.4, а) имеется одноступенчатая турбина, ротор которой соединен с ротором компрессора. Редуктор за счет применения гидромуфты имеет переменное передаточное отношение и осуществляет плавное соединение ротора ТКС с ротором запускаемого двигателя. При этом достигается постоянство Мпу.
Во второй схеме (рис. 16.4, б) турбина ТКС двухступенчатая. Поскольку роторы турбин кинематически не связаны между собой, то ротор турбокомпрессора имеет более высокую частоту вращения, обеспечивающую большую степень сжатия. Меньшая частота вращения свободной турбины снижает массу и габариты редуктора, соединяющего ее ротор с ротором запускаемого двигателя. Применение подобной схемы дает также возможность получить более высокие значения начального пускового момента, а также снизить динамические нагрузки, действующие на элементы редуктора.
К недостаткам ТКС относятся большая продолжительность запуска (до 120 с), так как процессы запуска самого ПУ и запускаемого двигателя совершаются последовательно, и меньшая надежность пусковой системы из-за сложной конструкции.
45/
Воздушные турбостартеры
ВТС представляет собой турбину, работающую на сжатом воздухе. Воздух, необходимый для работы ВТС, может поступать
Рис. 16.4. Схемы ТКС с гидромуфтой (а) и свободной турбиной (б):
1 ротор турбины компрессора; 2 — ротор компрессора; 3 — редуктор; 4 — гидромуфта; 5—свободная турбина
от бортового или аэродромного баллона, но лучшие параметры пусковой системы достигаются при использовании наземного или бортового генератора сжатого воздуха.
Основными элементами ВТС (рис. 16.5) являются активная турбина, ротор которой через редуктор связан с ротором запускаемого двигателя, и клапан подвода воздуха с системой управления. Воздух подается с давлением (3...4) 105 Па и температурой 400...450 К- Мощность ВТС может варьироваться в широких пределах (от 20 до 350 кВт), а удельные характеристики пусковой системы с бортовым генератором сжатого воздуха не хуже, чем у ТКС.
Генератор сжатого воздуха представляет собой вспомогательный ГТД (ВГТД), который также может использоваться для кондиционирования в кабинах и отсеках воздушного судна и питания бортовых электросистем. Его особенностью является то, что воздух из компрессора поступает не только в камеру сгорания, но и в специальный ресивер. Через перепускной клапан, положение которого регулируется системой управления процессом запуска, сжатый воздух от ресивера подается по трубопроводам к ВТС.
Значительная мощность, развиваемая- ВТС, обусловливает малое время запуска, а высокий начальный крутящий момент позволяет их использовать для запуска ГТД большой тяги. 458
Рис. 16.5. Воздушный турбостартер:
1 — клапан подвода воздуха; 2 — командный агрегат; 3—рабочее колесо турбины; 4 — планетарный редуктор; 5 — предохранительный валик; 6 — храповая муфта
459
16.4. МЕХАНИЗМЫ СОЕДИНЕНИЯ ПУСКОВЫХ УСТРОЙСТВ С РОТОРОМ ЗАПУСКАЕМОГО ДВИГАТЕЛЯ
Механизм соединения включает редуктор, обеспечивающий согласование частоты вращения ротора ПУ с частотой вращения запускаемого двигателя, а также механизм сцепления, служащий для автоматического соединения роторов в процессе раскрутки и их рассоединения после выключения ПУ. Кроме того, в механизме соединения иногда предусматривают конструктивные элементы, ограничивающие передаваемый крутящий момент.
Редуктор состоит из двух частей, одна из которых конструктивно выполнена заодно с ПУ, а вторая представляет собой часть системы приводов запускаемого двигателя.
Передаточные числа редукторов СТГ составляют 2,5...3,5, а ТКС и ВТС — 5...25 и более. В связи с этим применяют как простые (обычно двухступенчатые) передачи, так и редукторы более сложных схем: планетарные (см. рис. 16.5), дифференциальные, комбинированные. Основные элементы конструкции редукторов подобны аналогичным деталям редукторов ТВД и систем приводов.
В качестве механизмов сцепления используют муфты свободного хода', храповые или роликовые. В зависимости от способа соединения различают храповые муфты двух типов: центробежные и осевые.
Центробежная храповая муфта (рис. 16.6) состоит из ведущей части 4, связанной с валом ПУ, и ведомой 2, соединенной с ротором двигателя. На ведущей части расположены собачки 1.
Рис. 16.6. Центробежная храповая муфта:
1 — собачка; 2 — ведомая часть; 3 — упор собачки; 4 — ведущая часть
На начальном этапе запуска собачки находятся в зацеплении и обеспечивают раскрутку ротора двигателя. В момент отключения ПУ ведомая часть муфты обгоняет ведущую, а собачки разворачиваются в нерабочее положение центробежными силами, так как масса нерабочего плеча собачки больше массы рабочего плеча.
460
Осевая храповая муфта (рис. 16.7) включает ведущий храповик 5, связанный с валом ПУ винтовыми шлицами 2, и ведомый храповик 6, соединенный с валом двигателя. При запуске ведущий храповик перемещается в осевом направлении из-за собственной инерционности и торможения кольцом 4. прижимаемым пружиной /, и входит в зацепление с ведомым храповиком. При выключении ПУ ведомый храповик обгоняет ведущий и перемещает последний в исходное положение.
Рис. 16.7. Осевая храповая муфта:
1 — пружина: 2 — винтовые шлицы; 3 — корпус муфты; 4 — фетровое кольцо; 5 — ведущий храповик; 6 — ведомый храповик
Основным недостатком храповых муфт является возможность возникновения в момент сцепления больших ударных нагрузок. По этой причине недопустим повторный запуск при вращающемся роторе двигателя.
Роликовые муфты в отличие от храповых обеспечивают безударное сцепление валов. Для этого необходим постоянный контакт ролика (рис. 16.8) с рабочими поверхностями, что достигается установкой спиральной пружины 3. Сцепление осуществляется всегда, если частота вращения ведомого' вала ниже частоты ведущего.
Основной недостаток роликовых муфт — быстрый износ из-за постоянного контакта роликов с рабочими поверхностями.
Плавное сцепление ротора ПУ с ротором двигателя обеспечивается в ВТС регулированием подачи сжатого воздуха, а в ТКС наличием свободной турбины. Кроме того, для этой же цели используются гидромуфты (рис. 16.9). Последняя состоит
461
Рис. 16.8. Роликовая муфта:
1 — сепаратор; 2 — звездочка; 3 — пружина
Вий на турбину без лопаток В уменьшенном масштабе
из ведущей части — центробежного насоса 1 и ведомой центростремительной турбины 2. При работе полость гидромуфты наполняется маслом, которое циркулирует в направлении, указанном на рис. 16.9 стрелками. При этом частота вращения турбины всегда меньше частоты вращения насоса.
С помощью гидромуфты может быть обеспечено регулирование передаваемого крутящего момента. Его ограничение осуществляется также фрикционными муфтами, применяемыми в ЭСТ.
16.5. СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ
Для воспламенения топливовоздушной смеси в жаровых трубах камеры сгорания двигателя применяется обычно низковольтная конденсаторная система, включающая агрегат зажигания и свечи поверхностного разряда.
Агрегат зажигания включает пусковые катушки, конденсаторы, выпрямители, активизаторы и разрядники. Каждая катушка имеет две обмотки: первичную и вторичную. Последние через активизаторы соединены со свечами зажигания.
Работа агрегата зажигания основана на заряде и разряде накопительного конденсатора. Заряд конденсатора осуществляется током вторичной обмотки через выпрямитель. При достижении напряжения, равного сумме пробивных напряжений разрядника и свечи (1500...2000 В), конденсатор разряжается и между электродами свечи образуется поверхностный разряд, повторяющийся с частотой 5...30 Гц. Активизатор обеспечивает повышение напряжения, подаваемого на свечи.
Электроэрозионные свечи поверхностного разряда имеют центральный и боковой электроды, образующие кольцевое пространство, заполненное керамическим изолятором. При подводе напряжения к свече возникает процесс электрической эрозии, при котором на поверхность изолятора наносится распыленный слой материала электродов. Поверхность изолятора становится полупроводником, что при работе свечи обеспечивает мощный и устойчивый разряд по всей его поверхности.
Во время работы камеры сгорания электроэрозионный слой выгорает. Для его восстановления подача напряжения на свечу осуществляется при запуске за некоторое время (за 8... 10 с) до момента подачи пускового топлива. Этот процесс носит назва ние «тренировка» свечи.
При наличии в трубчато-кольцевых камерах сгорания двухконтурных рабочих форсунок, обеспечивающих эффективное смесеобразование при малых значениях давления топлива, свечи зажигания могут быть размещены, непосредственно в нескольких (обычно в двух) жаровых трубах. В большинстве же случаев для надежного воспламенения топлива в камере сгорания запускаемого двигателя применяют пусковые воспламенители, представляющие собой миниатюрные камеры сгорания, в которых расположены свеча зажигания и топливная форсунка.
463
Форсунка (обычно используют форсунки центробежного типа) обеспечивает подачу пускового топлива в камеру воспламенителя, где осуществляется интенсивное завихрение поступающего воздуха. Например, в конструкции воспламенителя, представленной на рис. 16.10, отверстия А образуют вихрь в продольной, а Б — в поперечной плоскостях. В результате осуществляется хорошее перемешивание топлива с воздухом.
Образующееся в результате воспламенения топливовоздушной смеси пламя с большой скоростью выбрасывается через горловину воспламенителя в основную камеру сгорания и осуществляет ее запуск.
Рис. 16.10. Пусковой воспламенитель:
1 — корпус; 2 — дефлектор; 3 — юбка; 4 — уплотнительное кольцо;
5 - свеча; 6 — пусковая форсунка
16.6. ПРИЧИНЫ СНИЖЕНИЯ НАДЕЖНОСТИ ЗАПУСКА ГТД
Наиболее характерными причинами снижения надежности запуска являются: ухудшение пусковых свойств двигателя, уменьшение мощности ПУ, ухудшение работы пусковых воспламенителей, несоответствие характеристики топливного автомата запуска пусковым характеристикам двигателя.
Ухудшение пусковых свойств ГТД связано с изменением температур наружного воздуха. При ее повышении уменьшается диапазон устойчивой работы компрессора двигателя и растет температура газа, что приводит при неизменной настройке системы управления запуском к возможности возникновения помпажа, срыва пламени и превышения температуры газа выше предельно допустимой.
Уменьшение температуры наружного воздуха вызывает рост потребной мощности для раскрутки ротора двигателя вследствие увеличения работы сжатия воздуха в компрессоре и сил трения в опорах из-за возрастания вязкости масла.
Отрицательные температуры приводят и к снижению располагаемой мощности ПУ. Например, при использовании в каче-
464
стве источников питания аккумуляторных батарей напряжение уменьшается вследствие снижения температуры электролита.
При использовании в качестве источников питания ВГТД рост температуры наружного воздуха приводит к снижению их мощности или уменьшению возможностей отбора сжатого воздуха.
Ухудшение работы пусковых воспламенителей связано со снижением эффективности распыления и испарения пускового топлива и уменьшением мощности разряда при низких температурах.
Изменение пусковых свойств двигателя и располагаемой мощности ПУ приводит к несоответствию характеристик автомата запуска пусковым свойствам ГТД, что также ведет к снижению надежности запуска.
Характерные проявления отклонения потребных и располагаемых моментов от расчетных значений заключаются в «зависании» частоты вращения ротора запускаемого двигателя и увеличении времени запуска. Если зависание частоты вращения наблюдается до отключения ПУ («холодное зависание»), то его причинами могут быть недостаточная мощность ПУ, запаздывание подачи и малое давление топлива, ухудшение работы пусковых воспламенителей и т. д.
«Зависание» частоты вращения ротора ГТД после отключения ПУ («горячее зависание») обусловлено также недостаточной мощностью ПУ или малой мощностью турбины, что может быть при высокой температуре наружного воздуха или пониженном давлении топлива.
30 Зак. 4527
Часть 4. НАДЕЖНОСТЬ И КОНТРОЛЬ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ГТД
В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Надежность в широком смысле следует понимать как способность изделия сохранять заданное качество в определенных условиях эксплуатации [4, 18]. Она принадлежит к числу важнейших эксплуатационных свойств ГТД, оказывающих прямое и существенное влияние на безопасность полетов и экономичность воздушных судов ГА. Надежность двигателей закладывают при проектировании, обеспечивают в производстве и поддерживают в эксплуатации объединенными усилиями эксплуатационных, ремонтных предприятий ГА и предприятий авиапромышленностй.
При проектировании двигателя его надежность обеспечивают: назначением оптимальных запасов работоспособности для узлов и деталей (запасов прочности, газодинамической устойчивости и т. д.); применением эффективных конструкторских решений, создающих необходимую избыточность по работоспособности конструктивных элементов во всех заданных условиях эксплуатации; выбором материалов с прогрессивными прочностными свойствами и перспективных технологических процессов. Обеспечению высокой надежности в значительной степени способствует применение в конструкции ГТД унифицированных составных частей, качество которых проверено опытом эксплуатации ранее созданных двигателей. Для проверки наличия и достаточности заложенных при проектировании запасов работоспособности выполняют большой комплекс испытаний опытных двигателей, в числе которых значительное место занимают ускоренные эквивалентные испытания на надежность.
В серийном производстве надежность ГТД обеспечивают решением широкого круга практических вопросов, которые можно разделить на две основные группы. Первую группу составляют вопросы совершенствования технологических процессов в направлении повышения прочности деталей, главным образом, путем формирования оптимальной структуры материалов и высокого качества поверхностного слоя, оказывающих существенное влияние на выносливость, термостойкость и другие характеристики долговечности. Во вторую группу входят вопросы повышения точности и стабильности на всех этапах производства, решаемые применением эффективных методов управления стабильностью производственных процессов и контроля качества изделий.
466
Главными средствами, направленными на сохранение в эксплуатации достигнутого уровня надежности двигателей, являются их техническое обслуживание и ремонт. (В общей постановке, рассматривая техническое обслуживание как средство приведения ГТД в работоспособное состояние, ремонт можно считать наиболее крупной формой обслуживания). Следует отметить, что выполнение только технического обслуживания не 'гарантирует поддержания достаточного уровня надежности двигателей, так как в эксплуатации обычно проявляются разнообразные дефекты конструктивно-производственного характера, для устранения которых необходимо проводить доработки дефектных элементов на заводах-изготовителях. В этом состоит смысл так называемого принципа обратной связи между производством и эксплуатацией, реализация которого позволяет в полной мере решить задачу обеспечения высокой надежности ГТД в эксплуатации.
Важная роль в проблеме повышения надежности ГТД принадлежит методам контроля технического состояния, позволяющим обнаруживать неисправности элементов на ранних стадиях развития. Применение этих методов позволяет своевременно выполнять работы по предотвращению опасных отказов двигателей и обеспечивает возможность наиболее полного использования заложенных в их конструкции ресурсных возможностей. Контроль состояния является неотъемлемой частью прогрессивной системы обслуживания ГТД по техническому состоянию, обеспечивающей существенное повышение безопасности полетов воздушных судов ГА и экономическую эффективность использования двигателей. В связи с большой важностью и эксплуатационной направленностью вопросов контроля технического состояния, эти вопросы (несмотря на их прямое отношение к проблеме надежности двигателей) изложены в отдельной главе данной части учебника.
Глава 17. НАДЕЖНОСТЬ ГТД
Основные термины и определения в области надежности установлены ГОСТ 27.002—83, в соответствии с которым ниже приведены наиболее важные из них применительно к авиационным ГТД.
Надежность — это свойство объекта сохранять во времени способность выполнять требуемые функции в заданных условиях эксплуатации. Надежность является сложным свойством, которое для авиационного ГТД объединяет в себе такие свойства, как безотказность, долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость.
Безотказность следует рассматривать как свойство ГТД непрерывно сохранять работоспособное состояние в течение заданной наработки.
467
30*
Долговечность — это свойство двигателя сохранять работоспособность до наступления предельного состояния при установленной системе технического обслуживания и ремонтов.
Ремонтопригодность — сложное свойство. Оно заключается в приспособленности ГТД к обнаружению неисправностей и предупреждению причин возникновения отказов, а также к поддержанию и восстановлению работоспособности путем проведения технического обслуживания и ремонтов. Высокую ремонтопригодность обеспечивают путем формирования в конструкции двигателя и его системах целого комплекса свойств, основными из которых являются следующие: контролепригодность, доступность к элементам и их легкосъемность, модульность (блочность) конструкции, взаимозаменяемость и восстанавливаемость элементов.
Сохраняемостью называют свойство двигателя сохранять показатели остальных свойств надежности в течение и после сроков хранения и транспортирования.
Из рассмотренной совокупности свойств надежности ремонтопригодность и сохраняемость главное значение имеют для вопросов технического обслуживания и ремонта. Наиболее близкое отношение к вопросам конструкции и прочности ГТД имеют безотказность и долговечность, поэтому их анализу уделено в настоящей главе основное внимание.
17.1. ПОКАЗАТЕЛИ БЕЗОТКАЗНОСТИ И ДОЛГОВЕЧНОСТИ ГТД
Главным показателем безотказности является вероятность безотказной работы, т. е. вероятность того, что в пределах заданной наработки двигателя t его отказ не возникнет. Вероятность безотказной работы P(t) можно приближенно оценить по результатам наблюдений отказов в совокупности достаточно большого числа двигателей N, одновременно начавших работу при Z = 0 и невосстанавливаемых в эксплуатации. Если для некоторой наработки t число отказавших двигателей составляет а число исправных равно N„(t) = N—
— АДДО. то N„(t) /NР(t). При А'^оа можно считать P(t)=NK(t)/N.
Величины наработок tm, при которых возможно дальнейшее возникновение отказов двигателей в рассматриваемой совокупности, должны быть больше заданной наработки t. Поэтому вероятность безотказной работы определяют как вероятность того, что величина t0T (которую нужно понимать как случайную величину) будет больще наработки t, т. е.
Р(0=Вх-р{Дт>/}. (17.1)
Функцию P(t) часто называют функцией надежности. Она является убывающей. При /=0 отказы невозможны, поэтому
468
Р(0)=1,а при t-^coP(t) ->0, так как в этом предельном случае должны произойти отказы всех двигателей.
Вероятность отказа F(t) связана с функцией надежности равенством F(t) = l—P(t)- F(t) называют иначе функцией распределения наработки до отказа. Производная от этой функции f(t)=dF(t) /dt =— dP(t)/dt носит название плотности вероятности отказа (плотности распределения наработки до отказа). Функции F(t) и P(t) можно найти по известной плотности
I
вероятности f(t) путем интегрирования: F(t) =\f(t)dt', P(t) = о
= y(t)dt. Примерный характер зависимостей для F(t), P(t) и t
f(t) показан на рис. 17.1.
Рис. 17.1. Графики функции надежности P(t), функции F(t) и плотности /(/) распределения наработки до отказа
В качестве одного из основных показателей безотказности для невосстанавливаемых объектов в практике расчетов широко применяют интенсивность отказов k(t), определяемую соотноше-
ниями
X _ ДО ;__________I dP(t)
’ P(f) P(t) di ’
(17.2)
Численные значения функции Х(/) обычно получают по данным регистрации отказов ГТД, используя для расчета следующую приближенную формулу:
A,VOTW + A0
(17.3)
где АЛгот(Т^-|-А/)—число отказавших двигателей в интервале наработки (t,t-\-At); А<— длина интервала наработки, которая должна быть по возможности наименьшей; N, f(t)—число
исправных двигателей при наработке t.
Выполняя интегрирование в уравнении (17.2), получим зависимость между вероятностью безотказной работы и интенсивностью отказов в следующем, общем виде:
Р(/)=ехр
(17.4)
469
Эта зависимость является одним из наиболее практически важных соотношений в теории надежности. Она позволяет по известной из статистических наблюдений функции оценить закономерность распределения отказов двигателей.
Для случая постоянной интенсивности отказов /.(/) = X=const из формулы (17.4) вытекает экспоненциальный закон, безотказности:
P(t)=exp( — М), (17.5)
который имеет весьма широкое применение в практике расчетов надежности ГТД.
При оценках надежности невосстанавливаемых объектов используют также такой показатель безотказности, как средняя
наработка
циального
до отказа т
которая для случая экспонен-
закона безотказности (X=const) обратно пропор
циональна интенсивности отказов (т=1/Х).
Если двигатель рассматривать как восстанавливаемый объект, то в качестве показателя безотказности для него следует
вместо интенсивности Х(/) использовать параметр потока отказов <о(<), определяемый как отношение среднего числа отказов за произвольно малый интервал наработки к величине этого интервала. Параметр (»(t) необходимо определять с учетом того, что каждый двигатель в рассматриваемом интервале наработки
может приходить в состояние отказа многократно после соответствующих восстановлений.
Используя статистику отказов, величину параметра w(t) можно оценить по приближенной формуле:
^Длот,(М + Д0 ,
(17-6)
где Длот ((/,/-)-ДД—число отказов в интервале наработки каждого из совокупности двигателей исправных при наработке t.
При условии <»(/) = со == const для определения вероятности безотказной работы ГТД как восстанавливаемых объектов можно применять экспоненциальный закон (17.5), который в этом случае будет иметь вид P(t) =^ехр( — ю0.
Из числа показателей долговечности ГТД наибольший, интерес представляет гамма-процентный ресурс, определяемый как наработка, в течение которой двигатель не достигнет предельного состояния с заданной вероятностью у, выраженной в процентах. Гамма-процентный ресурс тт можно найти из уравнения:
Р(тт) = 5/(О^=Т/1ОО,
(17-7)
470
^P(t)dt. По математической записи
где Р(тт) — вероятность недостижения предельного состояния при наработке тт; f(t) — плотность распределения наработки двигателя до наступления предельного состояния.
Часто используют более простой показатель долговечности средний ресурс т, определяемый как математическое ожидание оо
ресурса: т = yf(t)dt=
(т. е. формально) средний ресурс совпадает со средней наработкой до отказа. Однако по фактическому смыслу эти показатели различны, так как характеризуют различные состояния двигателя. Если средняя наработка до отказа, как и другие показатели безотказности, характеризует переход двигателя из работоспособного состояния в неработоспособное, то средний ресурс оценивает возможность наступления предельного состояния, из которого двигатель не может быть выведен в эксплуатацонных условиях.
Из неработоспособного состояния (после отказа) двигатель, установленный на самолете, можно перевести в работоспособное методами технического обслуживания — регулировками, заменой агрегатов или легкосьемных модулей и т. д. При достижении же предельного состояния дальнейшее применение двигателя на самолете недопустимо или нецелесообразно. Например, при появлении трещины на диске турбины дальнейшая эксплуатация ГТД недопустима по требованиям безопасности полетов, так как возможное за этим полное разрушение диска способно вызвать вторичные разрушения элементов двигателя и самолета с тяжелыми последствиями. Прогары и оплавления лопаток соплового аппарата турбины приводят к сильному падению тяги и увеличению удельного расхода топлива двигателя, что делает его использование экономически нецелесообразным. В том и другом случае двигатели не могут быть выведены из соответствующих предельных состояний в эксплуатационных условиях. Для этого их необходимо снимать с самолета и отправлять в ремонт (или производить замену модуля турбины на предприятии ГА).
Если в двигателе одновременно произошли отказы большого числа ответственных элементов или вероятности этих отказов весьма высоки, то такой двигатель имеет предельное состояние, при котором восстановление его работоспособности путем ремонта нецелесообразно, а в некоторых случаях и невозможно. Применение такого двигателя по назначению вообще должно быть прекращено.
17.2. ВЛИЯНИЕ УСЛОВИЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ НА ПОКАЗАТЕЛИ БЕЗОТКАЗНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Авиационные ГТД, как и многие другие технические устройства, имеют три характерных периода эксплуатации с различными уровнями интенсивности отказов и закономерностями их
471
проявления. Эти периоды следующие (рис. 17.2): I — приработка (начальный период эксплуатации); II — этап нормальной эксплуатации; III—период износа (или старения).
Рис. 17.2. Типичная л-характеристика ГТД
В начальный период эксплуатации новых двигателей или после их ремонта функция интенсивности отказов k(t) (X—характеристика) имеет повышенное значение, что обусловлено отказами элементов, имеющих необнаруженные при сборке (скрытые) дефекты металлургического или технологического характера, отказами из-за несоответствия (в пределах допусков) сопряженных деталей условиям сборки, которое приводит к возникновению повышенных нагрузок в соединениях, и т. д. По мере увеличения наработки двигателей на этом периоде происходит приработка их составных частей и, как говорят, «выжигание» дефектов, что сопровождается снижением интенсивности отказов. При хорошо поставленном контроле качества изделий, высокой точности и стабильности производства, эффективной проверке и тренировке ГТД при заводских испытаниях начальная интенсивность отказов на периоде приработки может быть существенно уменьшена вплоть до полного исключения этого периода.
На этапе нормальной эксплуатации (этап II), который имеет наибольшую длительность, интенсивность отказов примерно постоянна. Отказы ГТД на этом этапе имеют случайный характер. Они обусловлены возникновением неучтенных при проектировании ситуаций, внезапным воздействием внешних факторов (например, попаданием в двигатель посторонних предметов), проявлением факторов эксплуатационного характера (перегревами, перегрузками, неправильно выполненными работами по техническому обслуживанию) и другими причинами. Отказы данной категории носят название внезапных отказов. Их нельзя предупредить профилактическими методами технического обслуживания, так как они отражают заложенные в двигатель свойства, которые объективно проявляются в заданных условиях его применения.
На третьем участке ^-характеристики (период износа или старения) интенсивность отказов возрастает из-за проявления большого числа отказов, связанных с постепенным накоплением необратимых физико-химических изменений в элементах двигате
472
ля, которые достигают вследствие этих изменений своих предельных состояний. Отказы данного типа носят название постепенных. Они могут быть вызваны не только механическим йзносом деталей, но и накоплением в них любых повреждений: усталостных, коррозионных, эрозионных, термоусталостных и т. п. Постепенные отказы возникают в период износа совместно с внезапными. Основным путем предотвращения сильного ухудшения надежности ГТД в третьем периоде эксплуатации является своевременная замена поврежденных элементов, а при невозможности такой замены — отправка двигателя в ремонт.
Наработка тт, соответствующая началу периода износа, играет очень важную роль в проблеме надежности ГТД. Ее можно рассматривать как гамма-процентный ресурс с высокой вероятностью недостижения предельного состояния. Величину ресурса тт необходимо знать для каждого конкретного двигателя и не допускать ее превышения в эксплуатации, которое приведет к существенному снижению надежности, недопустимому по условиям безопасности полетов. Поэтому к числу главных задач надежности ГТД следует отнести задачу прогнозирования ресурса тт, которая в настоящее время, к сожалению, не имеет достаточно точного решения.
Для анализа характера изменения надежности двигателей в процессе их освоения в эксплуатации используют среднестатистические показатели безотказности, определяемые для некоторых ограниченных календарных периодов (месяцев, кварталов, лет). Основным среднестатистическим показателем безотказности является средняя наработка на отказ:
N
^='£ti/NOT, (17.8)
i=i
где N — общее число двигателей; I, — наработка z-ro двигателя за рассматриваемый календарный период; N0T — число отказов двигателей за этот период.
По известной величине т*, вычисленной с помощью статистических данных для заданного календарного периода и какого-либо типа отказов, можно найти следующие среднестатические показатели безотказности: параметр потока отказов в полете (п*п=1/т оп; интенсивность отказов, приводящих к досрочному *
съему двигателей Х*сд=1/т дсд; параметр потока отказов, устраняемых в эксплуатации а>*уэ=1/т оуэ; параметр суммарного пото-___________________*
ка отказов 1 /т 2.
На рис. 17.3 в качестве примера приведено изменение показателей и*,, и Хдсд по годам эксплуатации для двух типов ГТД. Из этого рисунка следует, что в течение первых 3.,.4-х лет проис-
473
ходит непрерывное повышение надежности ГТД, обеспечиваемое в производсте путем совершенствования конструкции и технологии по мере выявления неисправностей деталей двигателей в эксплуатации. Так осуществляется принцип обратной связи между производством и эксплуатацией. Через 3...4
Рис. 17.3. Изменение .по годам эксплуатации интенсивности отказов, приводящих к досрочному съему, /.’сд (---) и параметра потока отказов (выключений) в полете <ооп (-----) для ТВД (О)
и ТРДД(.)
года эксплуатации уровень надежности двигателей стабилизируется при величинах показателей <»,„,= (0,025...0,04) • 10 3ч 1 (т„п—25000...40000 ч) и /.;„= (0,15...0,25) • Иг3ч' (т’сд= = 4000...7000 ч). Указанные величины характерны для многих освоенных в производстве и эксплуатации ГТД пассажирских самолетов.
Анализ статистических данных показывает, что существенное влияние на надежность ГТД оказывает продолжительность полета (рис. 17.4) .Чем она меньше, тем больше при неизменном ре-
Рис. 17.4. Изменение по наработке параметра потока отказов двигателя в полете при его эксплуатации на длинных ( • ) и коротких (О) авиалиниях
сурсе число циклов запуска — останова, которые вызывают интенсивное накопление малоцикловых и термоусталостных повреждений в элементах конструкции двигателей, что приводит к
474
возрастанию числа их отказов. По усредненным данным, приведенным на рис. 17.4, параметр потока отказов в полете на коротких авиалиниях примерно вдвое больше, чем на длинных.
Статистические данные показывают также заметное влияние на уровень надежности двигателей доли использованных за ресурс максимальных режимов. Повышенные температуры и нагрузки на максимальных режимах приводят к возрастанию числа отказов при увеличении наработки на этих режимах. Об этом свидетельствует уравнение регрессии:
т2=а0$24% o.os«r-0’379, (17.9)
полученное в результате обработки данных о суммарных отказах совокупности нескольких типов ГТД пассажирских самолетов [4]. В уравнении (17.9) — средняя наработка на отказ, ч;
а0 — коэффициент (а0>0); Д— суммарная наработка парка двигателей с начала эксплуатации, ч; t„ — продолжительность полета, ч; г — доля использованных максимальных режимов, %.
Знаки и величины показателей степеней в уравнении (17.9) отражают характер и меру влияния рассматриваемых факторов на надежность ГТД. Так, например, положительный и значимый показатель степени при величине Д свидетельствует о существенном благоприятном влиянии суммарной наработки двигателей (Д3>1), которое отражает процесс повышения их надежности за счет реализации принципа обратной связи между производством и эксплуатацией. Благоприятное (по вы-шеотмеченным причинам), но менее существенное влияние на показатель оказывает продолжительность полета t„. В противовес первым двум факторам, увеличение доли использованных за ресурс максимальных режимов приводит к значительному снижению средней наработки на отказ (так как г>1, а показатель степени при г меньше нуля и более значимый, чем при остальных факторах).
Весьма показательным примером того, как существенно зависит надежность двигателей от условий их применения, является замеченное по данным наблюдений [4] отличие в уровнях безотказности ТВД, установленного на двух самолетах различного назначения, но одинакового класса (рис. 17.5). Это отличие можно объяснить неодинаковыми условиями работы двигателя в разных мотогондолах, спецификой применяемых методов технического обслуживания и другими причинами.
Изменение надежности ГТД в зависимости от климатических условий показано на рис. 17.6 в виде относительного изменения по кварталам года интенсивности отказов, приводящих к досрочному съему. Из этого рисунка видно, что в зимнее время года уровень надежности двигателей ниже, чем в летнее.
475
Вышеприведенные данные показывают существенное влияние на надежность ГТД эксплуатационных факторов, которые необходимо учитывать путем дифференцированного подхода к установлению ресурса двигателей и контролю его расходования в эксплуатации.
Рис. 17.5. Изменение по наработке суммарного потока отказов ТВД при •эксплуатации на пассажирском ( • ) и грузовом (О) самолетах, имеющих одинаковую продолжительность полета
Рис. 17.6. Относительное изменение интенсивности отказов ТВД (—) и ТРДД (—) по кварталам года
17.3. МЕТОДЫ ОЦЕНКИ ВЕРОЯТНОСТИ БЕЗОТКАЗНОЙ РАБОТЫ ГТД
Для периода нормальной эксплуатации вероятность безотказной работы ГТД за один полет средней продолжительностью tn можно оценить с помощью экспоненциального закона (17.5), используя среднестатистические показатели безотказности. Так, например, если известны величины параметра потока отказов двигателей в полете <»0„ и интенсивности отказов, приводящих к их досрочному съему Л*сд, то оценки соответствующих вероятностей будут иметь вид Роп=ехр (—(о‘п Fn), Рдсд=ехр (—ХдСД7п)- Первая из этих вероятностей Ров представляет интерес для сравнения надежности
476
различных двигателей с точки зрения безопасности полетов. Ее величина может быть использована при оценке вероятности возникновения аварийной ситуации в полете .многодвигательного самолета [4]. Вероятность Расд необходимо учитывать при определении гамма-процентного ресурса тт (см. рис. 17.2.) для оценки влияния на ресурс внезапных отказов, которые в период износа возникают совместно с постепенными.
При расчетах надежности по статистическим показателям безотказности двигатель рассматривают как элемент воздушного судна. Однако двигатель представляет собой сложную систему, состоящую из совокупности большого числа элементов, и его надежность зависит не только от безотказности элементов, но и от характера их объединения в систему.
Если рассматривать ГТД как систему элементов, отказ каждого из которых приводит к отказу всего двигателя (например, обрыв рабочих лопаток, разрушения дисков, вала или подшипников ротора), то структурную схему системы следует представить в виде последовательного соединения элементов. При условии, что отказы элементов независимы и вероятности их безотказной работы равны Р,(/), функцию надежности такой системы можно определить, используя теорему умножения вероятностей, по формуле
/>(ф=Л/>.(1), (17.10)
1
где п — число элементов.
Для случая, когда вероятности безотказной работы элемен тов одинаковы и равны Р;(0=Рэл((), формула (17.10) будет иметь вид Р(/)=[Р9Л (/)]". Последнее выражение удобно использовать, например, при оценке надежности рабочего колеса по известной вероятности безотказной работы лопаток.
Эффективным способом повышения надежности многоэлементных систем является резервирование, которое обеспечивает так называемую схемную избыточность. Если резервные элементы работают в таком же режиме, что и основные (нагруженный резерв), то для системы можно принимать схему параллельного соединения элементов. При таком соединении вероятность безотказной работы системы равна
Р(/) = 1-77Е,а)=1- /7[1-Р,<0]. (17.Н)
i=\ 1=1
где F,(/)—функции распределения наработки до отказа элементов.
Очевидно, что резервирование элементов конструктивной схемы и газовоздушного тракта ГТД практически невозможно выполнить. Однако для отдельных систем двигателя (система
477
автоматического управления, пусковая система и т. п.) резервирование элементов возможно и целесообразно. Для оценки надежности данных систем, которые, в общем случае, можно представить в виде смешанных параллельно-последовательных схем, следует применять вышеприведенные формулы (17.11) и (17.10), используя при расчете значения вероятностей безотказной работы элементов вычисленные с помощью
экспоненциального закона (17.5) по статистическим величинам интенсивностей отказов.
Рассмотренный метод носит название метода структурных схем [36]. Его можно применять, когда отказы всех элементов системы однозначны для нее по своим последствиям. Если хотя бы один элемент подвержен двум или более отказам, реакция системы на которые различна, то метод структурных схем для расчета не применим. В этом случае целесообразно использовать метод логических схем [36], основанный на алгебре логики (алгебре Буля).
Для иллюстрации возможностей метода логических схем рассмотрим следующий пример. Силовая установка вертолета состоит из двух ГТД, работающих на один редуктор (рис. 17.7).
Рис. 17.7. Принципиальная схема силовой установки с двумя ГТД (1 и 2), работающими на один редуктор (Р)
При отказе одного из ГТД по каким-либо причинам без его разрушения (выключение двигателя) силовая установка может продолжать работу. Но если отказ двигателя произошел по причине нелокализованного внутри корпуса разрушения элементов ротора (например, разрыва диска турбины), то установка может полностью потерять работоспособность из-за вторичных разрушений и пожара. Следовательно, установка будет работоспособной, если: 1) не произойдет выключения и разрушения обоих двигателей и не откажет редуктор; 2) произойдет выключение первого двигателя без его разрушения, но не откажут второй двигатель и редуктор; 3) выключится второй двигатель без разрушения, а первый ГТД й редуктор будут работоспособными.
Графическое выражение логических условий работоспособности называют логической схемой безотказности, которая для рассматриваемой силовой установки приведена на рис. 17.8. Каждое звено этой схемы означает соответствующее событие, а именно: At, Л2—безотказности первого и второго ГТД 478
по выключениям и нелокализованным разрушениям; At А2 — отказы двигателей по выключениям; Ар — безотказность редуктора.
Используя основные положения булевой алгебры, в которой логическое сложение событий задано оператором «или», а умножение — оператором «и», для анализируемой схемы получим уравнение безотказности в виде
S—Д,Д2Др-Г ।+ А।А 2Ар=Ар(А1А2А- А ,у42 —|— ^4,>4 2),
(17.12) где S — событие, заключающееся в безотказной работе установки.
Заменяя в уравнении (17.12) события их вероятностями, находим
^(0= P^P^P^t) + F1B(i)P2(t) + P,(0F2b(0], (17.13)
где Pp(t), Pi(t), P-^t}— вероятности безотказной работы,
соответственно, силовой установки, редуктора и двигателей; F1B(0, F2b(1)— вероятности отказов первого и второго ГТД по выключениям без разрушения.
Так как для двигателей введено только три возможных состояния - - работоспособное, выключение и нелокализованное разрушение, то эти состояния образуют полную группу событий, т. е. P(t) 4- FB(t) + Лнр(/)= 1, где FHp(/)—вероятность нелока лизованного разрушения. С учетом этого выражения и при условии, что двигатели имеют одинаковую надежность, из уравнения (17.13) после несложных преобразований получаем: 7’cy(/)=Fp(0{P2Hp(/)-[l -Дв(0]2}, (17.14)
где Рнр(/), ?„(/)— вероятности безотказной работы двигателей по нелокализованным разрушениям и выключениям.
В процессе преобразований уравнения (17.13) были использованы следующие очевидные соотношения: Pi(f)=P2(P)=P(t);
Р.в(0 = ^(0 = ^(0; P(/)=l-FB(/)-FHp(/);
FB(C=1-PB(O; FHp(/)=i-pHp(o.
Таким образом, метод логических схем позволяет определить функцию надежности системы по вероятностям безотказной работы ее элементов, подверженных отказам различных типов.
При расчете надежности сложных многофункциональных систем используют схемно-функциональный метод [36], позволяющий оценивать вероятность безотказной работы системы в условиях проявления различных типов отказов отдельных элементов и с учетом многообразия функций, выполняемых системой. Данный метод рекомендован в работе [36] не только для количественного, но и для качественного анализа надежности ГТД.
479
Рис. 17.8. Логическая схема безотказности двухдвигательной силовой установки с одним редуктором
Значительный практический интерес представляет анализ влияния различных управляющих воздействий на изменение показателей надежности ГТД в процессе эксплуатации. Такой анализ можно выполнить с помощью методов теории случайных процессов, среди которых широкое применение получили методы марковских процессов [14]. Рассмотрим в этой связи нижеследующий простой пример.
В период нормальной эксплуатации двигатели могут переходить из работоспособного состояния S] в состояние отказа S2, приводящего к их досрочному съему (ДСД), и в состояние отказа S3, устраняемого в эксплуатации (ОУЭ). Согласно принципу обратной связи между производством и эксплуатацией, после досрочного съема двигателей выполняют необходимые доработки на заводе-изготовителе, возвращая их в работоспособное состояние (S2->St). Эффективное применение методов контроля технического состояния ГТД в эксплуатации позволяет переводить часть отказов из категории ДСД в менее значимую по последствиям категорию ОУЭ (S2-+S3).
Если принять, что переход двигателей из одного состояния в другое происходит независимо от предшествующего этому переходу состояния и в случайные моменты времени, то вышерассмотренный процесс может быть определен как марковский процесс с непрерывным временем и дискретными состояниями [14]. Граф состояний для этого процесса изображен на рис. 17.9, где символами <oiy- обозначены плотности вероятностей переходов, которые в данном случае совпадают с параметрами потоков соответствующих отказов: ц>12—параметр потока отказов (ППО), приводящих к ДСД; <o2i — ППО, приведших к ДСД и устраненных в результате доработок; <о23—ППО, приводящих ранее к ДСД и переведенных в категорию ОУЭ; гщз, w3i — параметры потоков отказов, устраняемых и устраненных в эксплуатации ((о1з==(й31 = а)ОуЭ). Перечисленные ППО можно найти по
480
P(t)
FACA^ Foya(t)
Рис. 17.9. Граф состояний парка ГТД
статистическим данным, зарегистрированным в течение некоторого периода эксплуатации парка двигателей.
Для графа, приведенного на рис. 17.9, вероятности состояний S|, S2 и S3 имеют следующий смысл: P(t) — вероятность безотказной работы ГТД; ГДСд(О и Foy3(/) — вероятности отказов, приводящих к ДСД, и отказов, устраняемых в эксплуатации. Указанные вероятности должны удовлетворять системе дифференциальных уравнений Колмогоров вида
dP (0 /d<= — (ь>12“1~ <Щз) P(t) “Г ч>21ГдСд(/) -|- W31Fоуэ(0 1
dFдсд(0/dt = b)i2P(t) — (o>2i + ы2з) Fдед(0
dFоуэ(0/dt=u>l3P(t) -|-о>23Гдсд(0 —<0з1Г,оуэ(0- (17.15)
Система уравнений (17.15) составлена по следующему простому правилу графа состояний [14]. Левая часть каждого уравнения содержит производную вероятности состояния, а правая имеет столько членов, сколько переходов связано с данным состоянием. Если стрелка перехода направлена из состояния, то соответствующий член имеет знак «минус», если в состояние, то знак «плюс». Каждый член правой части равен произведению плотности вероятности перехода по данной стрелке и вероятности того состояния, из которого исходит стрелка.
Заметим, что любое из трех уравнений системы (17.15) можно заменить условием нормировки вероятностей P(t) -{-FacR(t) -|-Еоуэ(0==Г так как состояния S], S2 и 53 образуют полную группу событий.
Начальные условия для системы уравнений (17.15) следует задавать на основе анализа исходного состояния парка ГТД, которое при t=0 можно охарактеризовать равенствами Р(0)~ 1, Гдсд(0) =ЕОуЭ(0) =0. Интегрирование системы (17.15) при заданных начальных условиях позволит определить вероятности состояний, как функции времени, которые необходимы для ана-
481
31 Зак. 4527
лиза эффективности мероприятий, направленных на уменьшение числа досрочно снимаемых двигателей за счет их доработок и перевода отказов из категории ДСД в категорию ОУЭ. Примерный характер функции P(t), FRCJ£t) и Гоуэ(/) показан на рис. 17.10.
Рис. 17.10. Примерные зависимости вероятностей состояний 5,, 5, и 53 от времени
17.4. ВИДЫ РЕСУРСА ГТД И МЕТОДЫ ИХ УСТАНОВЛЕНИЯ
Технический ресурс характеризует долговечность ГТД. Его следует понимать как наработку от начала эксплуатации (или ее возобновления после ремонта) до наступления предельного состояния, регламентированного технической документацией. По характеру предельного состояния и способу отсчета наработки различают полный ресурс и ресурсы, связанные с ремонтами,— доремонтный, межремонтный и послеремонтный. Полный ресурс (назначенный до списания) включает в себя несколько ремонтных (обычно до 3-х) и для современных ГТД может достигать 20...30 тыс. ч. Ремонтные ресурсы часто называют гарантийными, так как в их пределах предприятие-изготовитель или ремонтное предприятие гарантирует обусловленный уровень безотказности двигателей по конструктивно-технологическим причинам.
Ресурс можно трактовать как наработку, в течение которой допустимо и целесообразно использовать двигатель в заданных условиях эксплуатации. Допустимость и целесообразность определяются, с одной стороны, требованиями к обеспечению функционирования двигателя с необходимым по условиям безопасности полетов уровнем безотказности, а с другой — максимальным экономическим эффектом в эксплуатации. Таким образом, понятие ресурса имеет очевидное технико-экономическое содержание. При его назначении возникают существенные противоречия между категориями экономичности и надежности. Так, например, ..увеличение ресурса способствует повышению экономической эф-482
фективности использования двигателей, но без принятия соответствующих мер снижает их безотказность. Поэтому задача установления ресурса требует поиска оптимального решения по критерию минимума производственных и эксплуатационных затрат при условии жестких ограничений на уровень надежности.
По способу установления различают две разновидности ресурса: фиксированный и дифференцированный. Фиксированный ресурс принимают для парка двигателей равным ресурсу наиболее слабого в прочностном отношении элемента конструкции (например, рабочей лопатки или диска I ступени турбины). Ремонт двигателя выполняют при этом через фиксированные значения наработки независимо от его фактического состояния (оценить которое в эксплуатации не всегда представляется возможным). Такой способ используют на ранних этапах эксплуатации при небольшой суммарной наработке парка ГТД, когда многие характерные для них неисправности еще не успевают проявляться, но при ремонте могут быть легко обнаружены. В экономическом отношении фиксированный ресурс не является оптимальным, однако этой ценой позволяет сохранять приемлемую безотказность новых двигателей в эксплуатации.
Дифференцированный ресурс назначают различным для отдельных наиболее ответственных элементов дигателя (диски, рабочие лопатки, жаровые трубы и др.) в зависимости от их фактических запасов работоспособности, определяемых для некоторых типичных условий эксплуатации. При модульной конструкции ГТД такой способ позволяет достаточно полно использовать ресурсные возможности деталей и узлов.
Дифференцирование ресурса целесообразно выполнять не только по элементам двигателя, но и по условиям эксплуатации, которые, как это было показано в разд. 17.2, оказывают существенное влияние на надежность ГТД. Поэтому наивыгоднейшей формой использования двигателей следует признать установление ресурса основным узлам и элементам по их фактическому состоянию. Эта форма может быть достигнута при эксплуатации ГТД по состоянию с индивидуальными сроками ремонтов каждого конкретного двигателя и его модулей, обоснованными с помощью достоверных методов технической диагностики. Назначение ресурса по состоянию будет обеспечивать максимально возможное использование заложенных в конструкцию ГТД запасов работоспособности и обусловленный этим наибольший экономический эффект при сохранении высокой безотказности двигателей в эксплуатации.
При любом способе установления ресурса первоначальной основой для оценки ограничений по величинам предельно допустимой наработки являются расчетные запасы прочности наиболее ответственных элементов конструкции двигателя. Расчет коэффициентов запаса прочности элементов производят по методикам, часть из которых рассмотрена в гл. 9, назначая 3/* 483
при определении действующих напряжений наиболее тяжелые расчетные режимы и используя стандартные среднестатистические характеристики прочности конструкционных материалов (длительной прочности, выносливости, малоцикловой усталости и др.). Вычисленные коэффициенты запаса сопоставляют с нормативными значениями, которые отражают ранее накопленный опыт проектирования, производства и эксплуатации двигателей и гарантируют на этой основе их приемлемую надежность в пределах назначаемого ресурса.
На стадии опытно-конструкторской доводки ГТД для обоснования предполагаемого ресурса проводят большой комплекс экспериментальных исследований и проверок работоспособности материалов, деталей и узлов на специальных установках и двигателя в целом на испытательных стендах.
Для первых этапов эксплуатации двигателям назначают обычно фиксированный ресурс, составляющий несколько сотен часов. Проверку их надежности в пределах этого ресурса выполняют путем длительных стендовых испытаний по эксплуатационной программе, воспроизводящей в натуральном масштабе времени режимы работы и нагрузки на элементы конструкции, близкие к эксплуатационным. Окончательное решение о назначении первоначального ресурса принимают на основании летных испытаний двигателей, которые проводят с превышением наработки по отношению к ресурсу на 200...300 ч. После отработки двигателями в серийной эксплуатации заданного первоначального ресурса производят последовательное ступенчатое его увеличение (по 200...300 ч), опираясь, главным образом, на опыт эксплуатации. При больших наработках в эксплуатации возможен переход к дифференцированному ресурсу, а для ГТД, обладающих достаточной контролепригодностью,— к ресурсу по состоянию.
По современным требованиям величины ресурса ГТД должны достигать многих тысяч и даже десятков тысяч часов, при которых ресурсные испытания в натуральном масштабе времени теряют практический смысл, так как потребуют чрезвычайно больших затрат времени и будут задерживать, вследствие этого, ввод двигателей в эксплуатацию. Поэтому для проверки надежности высокоресурсных двигателей в настоящее время применяют ускоренные эквивалентные испытания, обеспечивающие расходование запасов работоспособности деталей и узлов такое же, как и в эксплуатационных условиях за предполагаемый ресурс, но при существенном сокращении времени (в 5...10 раз) по сравнению с длительными ресурсными испытаниями. Время таких испытаний сокращают, главным образом, за счет эквивалентной по поврежденности элементов ГТД замены длительных эксплуатационных режимов, мало влияющих на выработку ресурса, более тяжелыми, но значительно менее продолжительными эксплуатационными режимами.
484
В качестве меры ресурса часто принимают запасы длительной статической прочности деталей горячей части ГТД (обычно рабочих лопаток I ступени турбины), которые должны быть одинаковыми в пределах ускоренных испытаний и проверяемого эксплуатационного ресурса.
Для расчета программ ускоренных эквивалентных испытаний используют степенное уравнение длительной прочности материалов вида [4]
от(Пт=С(7'), (17.16)
где т — время до разрушения материала под действием статического напряжения о при температуре Т; т(Т), С(Т) — коэффициенты уравнения, зависящие от температуры.
Степень повреждений проверяемой детали двигателя оценивают, согласно гипотезе линейного накопления повреждений, отношением /,/?,, что приводит, с учетом уравнения (17.16), к следующим выражениям [4]:
^=[/^=[[1/^], (17.17)
!==1 1=1
где П„ — повреждение, накопленное за проверяемый ресурс; п — число эксплуатационных режимов нагружения; —наработка двигателя на i-м эксплуатационном режиме, при котором на деталь действует напряжение о, при температуре Д; тЛ — время до разрушения детали при том же режиме нагружения; К, — коэффициент запаса длительной прочности детали на i-м режиме.
Если при ускоренных испытаниях все эксплуатационные режимы нагружения заменить одним, эквивалентным по повреж-денности проверяемого элемента двигателя, максимальным режимом (для которого будем использовать индекс I), то на этом режиме необходимо проводить испытания продолжительностью
ЛэКВ=л(1+К?(Г') (17.18)
При выводе формулы (17.18) было использовано выражение (17.17) и условие эквивалентности П„ = П1экв, где П1ЭКВ— пов-режденность элемента ГТД при испытаниях на максимальном (эквивалентном) режиме, которая, согласно принятым предпосылкам, задана соотношениями П1экв==£1экв/т| ===Т19кв/[д •
Как показывают расчеты [4], наработка на эквивалентном режиме (в качестве которого для авиационных ГТД обычно принимают взлетный режим) составляет /1ЭКВ= (1,2...2,3) Д Следовательно, условие (17.18) обеспечивает существенное сокращение времени испытаний, так как эксплуатационная наработка на взлетном режиме /ь как правило, не превышает
485
5 % от ресурса. При этом условии наработка на взлетном режиме при испытаниях составит не более 6...12 % от проверяемого ресурса и вызовет такие же повреждения деталей горячей части по критерию их длительной прочности, что и работа двигателя в течение всего ресурса.
Для проверки работоспособности дисков турбин и компрессоров, подверженных, в основном, малоцикловой усталости, применяют ускоренные циклические испытания ГТД, при которых воспроизводят циклы малой продолжительности (10...20 мин), включающие наиболее жесткие в смысле циклической нагруженное™ дисков нестационарные режимы, например запуск, пробу приемистости, резкий сброс газа, реверсирование тяги и останов. Число циклов при испытаниях увеличивают в 2...3 раза по сравнению с числом полетных циклов за предполагаемый ресурс, что обеспечивает проверку специально предусматриваемых запасов работоспособности дисков, необходимых для сохранения высокой их надежности в эксплуатации при характерном для конструкционных материалов случайном рассеивании прочностных свойств. Несмотря на увеличенное число циклов, их малая продолжительность позволяет существенно сократить время испытаний.
Циклические испытания ГТД широко распространены в практике английской и американской авиапромышленности. В отечественном авиадвигателестроении получили применение ускоренные эквивалентно-циклические испытания, основное отличие которых от циклических состоит в том, что количество наиболее жестких нестационарных режимов назначают для них, исходя из равенства малоцикловых повреждений дисков при испытаниях эксплуатационным малоцикловым повреждениям за проверяемый ресурс. Для расчета программ эквивалентно-циклических испытаний используют экспериментальные кривые малоцикловой усталости материалов и методику, подобную вышеизложенной.
Выполняемые в настоящее время ускоренные испытания совместно с комплексом других испытаний позволяют к моменту передачи опытного двигателя в серийное прозводство с гарантийным ресурсом 300...500 ч проверить его надежность на ресурс 5... 10 тыс. ч [37].
17.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГАММА-ПРОЦЕНТНОГО РЕСУРСА ДВИГАТЕЛЕЙ
Как было отмечено выше, первоначальную оценку надежности ГТД производят по коэффициентам запаса прочности основных элементов конструкции. Для определения коэффициента запаса используют расчетные значения действующих и предельных напряжений, рассматривая их как детерминированные величины. Фактически же как действующие, так и предельные напряжения являются случайными величинами, что вызвано случайным характером силовых и тепловых воздействий на детали двигателя 486
в процессе эксплуатации и нестабильностью прочностных свойств материалов. Поэтому условие прочности деталей необходимо рассматривать в вероятностном смысле, определяя вероятность их неразрушения в пределах заданного ресурса.
Пусть случайные величины действующих он и предельных оп напряжений имеют некоторые плотности вероятностей fi(oH) и f2(on) (рис. 17.11). Плотность вероятности для разности этих
f(6)
Рис. 17.11. Плотности распределений напряжений о„, он н их разности ор
напряжений оР—стп — он можно найти, используя формулу ком-позиции двух законов распределения [19]:
ос
f(oP)= ft (он)/2(оР-|-он)б/он. (17.19)
— сю
Прочность детали будет обеспечена (с некоторой вероятностью неразрушения Р) в том случае, если предельные напряжения будут не меньше действующих, т. е. при оР=оп —он^0. Согласно этому условию, вероятность неразрушения детали находим по формуле:
сю
Р= ^(op)dop.
О
(17.20)
В геометрическом смысле вероятность Р равна площади под кривой распределения f(oP) в области положительных значений ор (см. рис. 17.11).
Предположим, что напряжения он и оп распределены по
нормальному закону с плотностями вероятностей
(он —°н)2]
'* °Н — V2^SH еХР I 2S2H J
fi(on) =
1
—-—exp V2nSn
(оп — оп) 21
2«2п 1 ’
(17.21)
487
где он, оп — математические ожидания соответствующих напряжений, S2H, Sn — их дисперсии.
Подставляя функции (17.21) в соотношения (17.19), (17.20) и выполняя интегрирование, получим:
Р=Ф \ (17.22)
\,VSh + Sh /
где ф(г)——!— \ ехр(—x2/2)dx— функция нормального рас-
пределения, значения которой можно найти по таблицам [12] или методами численного интегрирования.
Введем в рассмотрение коэффициент запаса прочности К= ==дп/дн и коэффициенты вариации напряжений uH = SH/oH, ^п = £п/.бп- Относительно этих параметров формула (17.22) будет иметь следующий вид:
Р=Ф А. (17.23)
+ J
Анализируя формулу (17.23) и построенные с ее помощью графики t (рис. 17.12), отметим, что вероятность неразрушения
Рис. 17.12. Зависимости вероятности неразрушения конструктивного элемента от расчетного коэффициента запаса прочности:
1 — с'„ = с'п =с' = 0,15; 2 — г' ==0,2; 3—с'=0,25; 4—с'=0,3
конструктивного элемента существенно зависит от коэффициента запаса прочности и параметров случайной колеблемости действующих и предельных напряжений. Эти зависимости необходимо учитывать при нормировании величин коэффициентов запаса прочности, оценивающих надежность элементов ГТД в пределах назначаемого ресурса.
488
В качестве критерия надежности ГТД целесообразно использовать гамма-процентный ресурс, обеспечивающий возможность нормирования предельных величин наработки конструктивных элементов по уровням вероятностей их неразрушения.
Гамма-процентный ресурс тт с высокой вероятностью неразрушения у соответствует на л-характеристике ГТД началу периода старения (см. рис. 17.2), которое статистическими методами определить нельзя, так как массовые постепенные отказы основных элементов двигателя недопустимы в эксплуатации по условиям безопасности полетов. Поэтому гамма-процентный ресурс необходимо уметь прогнозировать с помощью физических моделей отказов, основанных на анализе конкретных причин повреждений деталей ГТД.
Схема простейшей модели отказа конструктивного элемента приведена на рис. 17.13. Согласно этой модели, отказ элемента
Рис. 17.13. Простейшая модель отказа конструктивного элемента ГТД
(его полное или частичное разрушение) произойдет с определенной вероятностью в момент времени т, при котором случайный процесс изменения действующих напряжений он(/) (нагрузка) достигнет предельного уровня, заданного протеканием случайного процесса изменения предельных напряжений оп(/) (прочности). Закон распределения наработки до разрушения элемента /(т) можно найти по характеристикам случайных процессов действующих и предельных напряжений.
Вышерассмотренная модель отказа имеет больше иллюстративный, чем практический характер. Ее применение затруднено тем, что прочность деталей существенно зависит от величин и характера изменения действующих нагрузок, определяющих уровень накопленных повреждений в материалах. Поэтому в моделях отказов конструктивных элементов должна быть предусмотрена возможность количественной оценки степени их поврежденное™ на всех основных этапах процесса нагружения в эксплуатации.
489
При расчете ресурса деталей горячей части ГТД (например, рабочих лопаток турбин) обычно оценивают с помощью кривых длительной прочности материалов повреждения, вызванные действием статических напряжений о, (рис. 17.14) при соответствующих температурах 7, на основных эксплуатационных режимах
Рис. 17.14. Упрощенная схема изменения температуры T(t) и напряжений о (/). действующих на элемент ГТД в течение полета продолжительностью /п
(взлетном— 1, номинальном — 2, крейсерском — 3). Степень длительных статических повреждений деталей, накопленных за весь эксплуатационный цикл работы ГТД от запуска до останова, определяют в соответствии с принципом линейного суммирования повреждений по следующей формуле:
П=£ П,= £ t/xXoJ,), (17.24)
/=1 <=1
где п — число стационарных режимов работы двигателя в эксплуатационном цикле; П, — поврежденное™ конструктивного элемента на этих режимах; — длительности режимов; т, (о,,Т;) — функция длительной прочности материала, позволяющая найти значения времени до разрушения элемента т; под действием напряжений о, при температурах Г,. Для определения данной функции необходимо иметь семейство экспериментальных кривых длительной прочности материала, полученных при различных постоянных температурах.
Все входящие в формулу (17.24) величины являются случайными, что обусловлено полетами самолета с данным двигателем на трассах различной протяженности, при различных температурных, высотных и скоростных условиях, определяющих нагру-490
женность и тепловое состояние элементов ГТД (о„ Г,) и длительности режимов их нагружения При этом функцию т(о, Т) следует рассматривать как случайную функцию от случайных аргументов, имея в виду, что из-за нестабильности свойств материалов время до разрушения т является при фиксированных о, Т случайной величиной, для которой (согласно многочисленным опытным данным) характерно логарифмически нормальное распределение вида
[(т|о, Г)= ----expf --EgT-fe 1 (17.25)
V2^S/gT(a, Г) 25^(a, T) ' >
где lgi(o, T) и SZj?t(ci, T)— среднее и среднеквадратичное значения логарифма времени до разрушения, зависящие от величин о и Т.
Если известна некоторая априорная совместная плотность распределения напряжений и температур g (a, Т), то плотность распределения времени до разрушения т, учитывающая случайный характер величин о и Т, может быть получена на основании формулы полной вероятности [67] из выражения
<р(т)= I I f(T\o,T)g(u,T)dodT. (17.26) — оо -— оо
Определив с помощью соотношения (17.26) для каждого /-го режима нагружения конструктивного элемента функции распределения <р,(т) и используя найденные в результате статистической обработки наблюдений плотности вероятностей для продолжительностей режимов fнаходим для входящих в выражение (17.24)' поврежденностей П,=/,/т, плотности вероятностей <у,(П;) как законы распределения отношений независимых случайных величин [19] /, и т,:
ОО О
q, (П,)= ( т|, (П,т) <р, (т) б/т— 5 тГ» <pz (т) rf-r. (17.27)
О — оо
Плотность распределения </(П) суммы (17.24) независимых случайных величин П, можно установить с помощью известных из теории вероятностей соотношений [19], приводящих к формуле
?(п)=:лНС(п)]==1лг[5- •^i(n1)?2(n2)...dn1dn2...],
2П,<П (17.28)
где Q(n) —функция распределения случайной величины П.
Функция (17.28) описывает распределение случайной по-врежденности элемента ГТД за один полетный цикл. За некоторое число N полетных циклов накопленное повреждение
491
элемента можно наити с помощью гипотезы линейного суммирования повреждений по формуле:
П„= f П,- (17.29)
/=|
Предположим, что поврежденности элемента за каждый полетный цикл П( подчиняются одному и тому же закону распределения <у(П) с математическим ожиданием П =
П</ (П) бШ и дисперсией 5>п= $ (П— П)2д(П) dll. Тогда процесс накопления повреждений, описываемый формулой (17.29), можно рассматривать как случайный процесс с независимыми приращениями, построенный по типу непрерывной марковской последовательности [66] (рис. 17.15).
Рис. 17.15. Схема случайного процесса накопления повреждений в конструктивном элементе ГТД
При указанном предположении и достаточно больших значениях N, согласно центральной предельной теореме, закон распределения суммы (17.29) будет сходиться к нормальному закону с плотностью вероятности [66]
I ггг 1 Г (ПЛ-АШ)21 П74л,
~еХР-------2NS*.. h (17-30)
Принимая условие разрушения конструктивного элемента в виде Пд,^ат, где ат — предельный уровень повреждений, функцию распределения числа полетных циклов до разрушения элемента найдем интегрированием плотности вероятности (17.30): 492
F(/V)=Bep (11л>аг)=\Ч (Пл;)^Пл,= 1
(17.31)
п
Следует отметить, что входящую в соотношение (17.31) величину ат обычно принимают равной единице. Это допустимо для высокопластичных материалов ГТД, а для низкопластичных жаропрочных сплавов, чувствительных к повторности нагружения, следует принимать пт=0,4 ... 0,6 [65].
Плотность распределения числа полетных циклов до разрушения конструктивного элемента f(N) (см. рис. 17.15) можно найти дифференцированием правой части выражения (17.31):
fW
dF(N) dN
1 + [ (a.-W]
V2^VSn V 2.V .) eXp [ 2 TVS2J'
(17.32)
Переходя от функции распределения F (N) к вероятности. неразрушения P(N)=l — F (Л1) и заменяя число полетных циклов N временем до разрушения т=ЛДп, где tn — средняя продолжительность полета, из формулы (17.31) получим следующее выражение для функции надежности конструктивного элемента:
Р(т)=Ф
(17.33)
Вводя квантиль нормального распределения Up в соответствии с уравнением ф((7Р)=у [19], где у — вероятность неразрушения, находим с помощью соотношения (17.33) формулу для оценки гамма-процентного ресурса элемента ГТД:
F2PS2n UpSn
2 тг уд
I/2 s2 up dn
41T
(17.34)
Необходимую для расчета по этой формуле величину квантили UP можно найти из таблиц функции нормального распределения [12] по наперед заданной вероятности неразрушения у. В расчетах целесообразно принимать ГД=3, что соответствует у=99,865%.
Гамма-процентный ресурс для двигателя в целом следует оценивать, выполняя подобный вышеописанному анализ накопления повреждений для нескольких наиболее ответственных его элементов (например, рабочих лопаток, дисков, подшипников опор роторов и т. д.) и рассматривая двигатель как систему, составленную по схеме последовательного соединения указанных элементов, для которой свойственно выражение (17.10). Необходимо также учитывать при этом влияние внезапных отказов ГТД, возникающих в период износа (участок III на рис. 17.2) совместно с постепенными.
493
Согласно теореме умножения вероятностей, для комбинации внезапных и постепенных отказов двигателя можно написать:
^(т)=Л(т)/’п(т)=/,»(т) П Ш где Рв(т) —функция на-т= 1
дежности, определяемая по внезапным отказам в течение некоторого времени непрерывного функционирования двигателя т; Рп (т) — функция надежности, отражающая постепенные отказы совокупности К элементов двигателя в течение его наработки т с начала эксплуатации или после ремонта; Рт(т)—вероятности недостижения подконтрольными элементами ГТД своих предельных состояний. Применяя по отношению к внезапным отказам экспоненциальный закон Рв(т)=ехр(—Хдсдт) и предполагая, что каждая из функций Рт(т) может быть определена выражением (17.33), на основе предыдущего равенства получим следующее уравнение для гамма-процентного ресурса двигателя т.у:
ехр (— Хдсдтт) П ф/ п =Тоб’’ (17‘35)
m—1 \ е -V т / „ / 1ии
х ‘-’llm V Тт» П /
Технический ресурс двигателя тР целесообразно определять по известной из уравнения величине тт с помощью соотношения тР=т.у/Лт, где Л', коэффициент запаса долговечности, компенсирующий отрицательное влияние на долговечность ряда неучтенных при оценке величины тт факторов и предусматривающий необходимую избыточность по работоспособности элементов ГТД. Достоверные значения для коэффициента КТ могут быть получены в результате анализа опыта эксплуатации двигателей. Ориентировочно можно принимать Кт=1,5... 2,0.
Входящую в уравнение (17.35) интенсивность досрочных съемов >.дсд для проектируемых и опытных двигателей можно приближенно оценить по данным опыта эксплуатации двигателей — прототипов. Для серийных ГТД величину Хдсд нетрудно уточнить по статистическим данным, полученным на начальных участках периода нормальной эксплуатации (участок II на рис. 17.2).
Вычисление параметров распределения поврежденности некоторого элемента ГТД за полет П и Sn с использованием интегральных соотношений (17.26) — (17.28) в общем случае представляет собой значительные трудности и может быть выполнено только для частных видов распределений g(a, Г), <р(т), fifti). При произвольных законах распределения случайных аргументов функции (17.24) данную задачу удобнее решать с помощью метода статистического моделирования (метода Монте-494
Карло [61]) путем многократных вычислений реализаций функции по заранее задаваемым случайным значениям аргументов с последующей статистической обработкой результатов этих вычислений для нахождения закона распределения </(П) и соответствующих ему параметров П, Sn.
С целью получения наиболее простого результата будем решать задачу определения параметров П и Sn в приближенной постановке. Предположим, что в соотношении (17.24) длительности основных эксплуатационных режимов работы двигателя /, имеют нормальные распределения с параметрами t , и Stl, а величины т,(о„ 7,) могут быть определены из выражения
Дт (о, 7)==Tgr (о, 7)— UP SigT, (17.36)
где tgi(G,T), S(gT=const — параметры логарифмически нормального распределения (17.25); UP— квантиль нормального распределения.
При введенных предположениях величины П и Sn находим, используя известные теоремы о числовых характеристиках нормального распределения [19|, по следующим формулам:
П _
ТТ=У-------—-----;
ехр У,) — UpSlgJ МО}
(17.37)
П —‘i exP2H^T-<o.-7'.)—£7PS/gJ/nl°}
Величину квантили UP в этих формулах целесообразно принимать равной 3.
Как показывают результаты испытаний жаропрочных материалов ГТД на длительную прочность, средний логарифм времени до разрушения обычно линейно зависит от напряжений, поэтому
~TgT(G,T)=a(T)-b(T)<j, (17.38)
где а(Т), Ь(Т) — температурные зависимости коэффициентов уравнения длительной прочности, которые для каждого материала необходимо определять путем аппроксимации соответствующих экспериментальных кривых. Для сплава ЖС6К, например, указанные зависимости имеют вид:
о(7)=36,0121-0,03836Т+|25,1224 — 0,0314Т|;
Ь (7)=0,0222 — 2,045- 10~57+ (0,0436 — 5,445 • 10-57|. (17.39)
Согласно экспериментальным данным, для жаропрочных сплавов на никелевой основе можно принимать среднеквадра
495
тичные значения логарифма времени до разрушения в пределах S(gT=0,08... 0,12.
Параметры распределений длительностей эксплуатационных режимов t„ Stl для серийных двигателей нетрудно найти путем статистической обработки полетных данных. В предварительных оценках ресурса проектируемых и опытных Г.ТД средние значения длительностей режимов можно выбирать, исходя из следующих ориентировочных данных: взлетный режим— /1 = /взд = 1>5 — 3,5 мин; номинальный — /2=/ном=15 — 25 мин; крейсерские режимы — f3=fKp=fn — (FD3J1-f- Гном), где продолжительность полета /п должна быть выбрана в соответствии с назначением и классом воздушного судна. Среднеквадратичные значения длительностей режимов S(, допустимо определять по соотношению Sti=vtt Д в котором коэффициенты вариации можно принимать равными щ,=0,25... 0,5 (меньшие из величин vti характерны для более тяжелых режимов).
Таким образом, даны все необходимые рекомендации для приближенной оценки гамма-процентного ресурса ГТД с помощью уравнения (17.35) при условии, что наступление предельного состояния конструктивных элементов возможно только вследствие недостаточной их длительной статической прочности.
В реальных условиях многие элементы ГТД (например, рабочие лопатки турбин и компрессоров) испытывают воздействие не только статических нагрузок. Они воспринимают также различного вида циклические нагрузки: высокочастотные вибрационные нагрузки; переменные напряжения, вызванные изменением режимов работы двигателя; циклические температурные напряжения, обусловленные неоднородностью и неста-ционарностью температурных полей. Циклические силовые и тепловые воздействия приводят к дополнительному накоплению в деталях усталостных, малоцикловых и термоусталостных повреждений. Кроме того, элементы проточной части ГТД подвержены в эксплуатации эрозионным и коррозионным повреждениям со стороны газового потока. Комплексное влияние указанных повреждающих факторов необходимо учитывать при оценке ресурса двигателей путем использования в расчетах экспериментальных характеристик долговечности конструкционных материалов, полученных в соответствующих условиях многофакторного нагружения.
17.6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВЫРАБОТКИ РЕСУРСА ГТД В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Каждый полет воздушного судна характеризуется различной интенсивностью комплекса силовых и тепловых воздействий на детали двигателя, что обусловлено проявлением ряда объектив
496
ных причин: отклонениями параметров полетных заданий, вариациями атмосферных условий и т. п. Следовательно, каждый полет будет вызывать различную поврежденность одного и того же конструктивного элемента ГТД и соответствующую этой поврежденное™ выработку (исчерпание) его ресурса. Значительный практический интерес в данных условиях представляет задача определения доли выработанного ресурса за каждый полет для наиболее ответственных элементов двигателя. Решение этой задачи позволит реализовать оптимальную в экономическом смысле систему назначения ресурса ГТД по техническому состоянию.
Для определения выработки ресурса какого-либо элемента ГТД необходимо иметь информацию об изменении действующих напряжений и температуры в зоне вероятного разрушения (опасной зоне) элемента на всех основных этапах анализируемого полета (этапах взлета, набора высоты, горизонтального полета и др.). По этим данным можно оценить поврежденность контролируемой детали двигателя, внесенную этапами полета и полетом в целом, используя определенную теорию накопления повреждений и соответствующие эксплуатационной нагруженное™ детали экспериментальные характеристики долговечности ее материала (кривые длительной прочности, выносливости, термической усталости и др.). В зависимости от величины накопленной за один или несколько конкретных полетов поврежденное™, выработку ресурса нетрудно определить по изменению какой-либо его меры (критерия), например по изменению коэффициента запаса прочности или остаточного гамма-процентного ресурса.
Рассмотрим методику оценки расходования ресурса, основанную на анализе изменения коэффициента запаса длительной статической прочности деталей ГТД. Учитывая соотношение (17.24), накопленную поврежденность в элементе ГТД за некоторое число k полетов можно определить согласно принципу линейного суммирования повреждений по следующей формуле:
k k п
П4= 2 П;= 2j (17.40)
где П; — поврежденность, накопленная за /-й полет.
Введем в рассмотрение эквивалентный режим нагружения с напряжением гц и температурой Т\, при котором поврежденность контролируемой детали будет равна .П)эк=/1эк/т! (оь7J, где /!эк — наработка на введенном режиме (эквивалентная наработка), в качестве которого обычно принимают максимальный (взлетный) режим. Задавая этот режим таким образом, чтобы поврежденность детали на нем соответствовала поврежденное™, накопленной за k полетов, т. е. полагая П1ЭК=ПЪ для эквивалентной наработки находим:
497
32 Зак. 4527
tiaK — T| (at, Г|) • ПА.
(17.41)
Из формул (17.40) и (17.41) следует, что с увеличением фактической наработки двигателя S S эквивалентная на-/=। <=1
работка /|эк также будет возрастать, но темп ее увеличения будет зависеть от истории нагружения детали, т. е. от фактических процессов изменения напряжений о„ и температур Tjj в течение всех k полетов.
Зная величину по кривой длительной прочности материала, соответствующей температуре Ть находим предельное напряжение эквивалентного режима оэп1 (рис. 17.16), которое можно определить также из уравнений (17.38) и (17.41): osn.. = [4^i)-^iJ/b(7’1)=o1 + IW/b(7'1). (17.42)
Рис. 17.16. Определение предельного напряжения эквивалентного режима по кривой длительной прочности материала
Знаки абсолютной величины и « + » для 1g Г1А, приняты в этой формуле в связи с тем, что всегда П4<:1.
Коэффициент запаса прочности для эквивалентного режима определяем, используя правую часть соотношения (17.42), по формуле:
Кэк=Щп1/е1=1 + 1/§П^/[о1 -b(Ti)], (17.43)
из которой видно, что с увеличением числа полетов значение уменьшается за счет накопления повреждений, оцениваемых формулой (17.40). По мере накопления повреждений возрастает эквивалентная наработка (17.41), что приводит к снижению напряжения оэп1 в соответствии с выражением (17.42).
Число полетных циклов N (рис. 17.17), при котором эквивалентный коэффициент запаса прочности контролируемого 498
элемента ГТД снижается до величины минимального расчетного запаса прочности /<min, будет соответствовать ресурсу двигателя, так как величину Kmin определяют при назначении
Рис. 17.17. Зависимости эквивалентной наработки и коэффициентов Дэк, Двр от числа полетов k
ресурса по методике, содержащей основные предпосылки вышеприведенной методики оценки коэффициента Кэк. Поэтому коэффициент Кзк можно принимать в качестве меры расходования ресурса двигателя, учитывающей накопление повреждений в элементах его конструкции в зависимости от конкретных условий эксплуатации.
Расходование ресурса элементов ГТД удобно оценивать с помощью коэффициента выработки ресурса
/<вР=(К™п/Кэк) Ю0%, (17.44)
который близок к нулю в начале эксплуатации двигателя, когда /С,к->оо и равен 100% при полной выработке ресурса, характеризуемой равенством КЭк=Ктт (см. рис. 17.17).
Рассмотрим в качестве другого критерия расходования ресурса ГТД остаточный гамма-процентный ресурс, который будем определять согласно стохастической модели накопления повреждений, приведенной на рис. 17.15. Предположим, что в момент контроля остатка ресурса (при числе полетных циклов, равном k) материал конструктивного элемента находится в неповрежденном состоянии, а его предельная мера поврежден-
ности (соответствующая переходу в предельное состояние) меньше значения ат на величину накопленной за k полетов поврежденности Пк, определяемой по формуле (17.40). Такое предположение вполне допустимо в рамках гипотезы линейного накопления повреждений и при обусловленной представлением (17.36) неслучайности величины П*. Оно позволяет получить формулу для расчета остаточного гамма-процентного ресурса элемента ГТД из выражения (17.34), в которое с этой целью необходимо вместо величины ат подставить разность ах — П4.
Выполняя указанную подстановку, после несложных преобразований получаем формулу
_________________J_______________-1
Тост—ъ г о П / ! (От-Щ)П~
L V V 4+ ед _Г
(17.45) для которой параметры распределения поврежденности элемента ГТД за полет П и Sn следует вычислять по соотношениям (17.37). Входящие в указанные соотношения параметры нормальных распределений длительностей основных эксплуатационных режимов tj, Sfi можно определить путем статистической обработки данных регистрации фактических длительностей этих режимов tit до момента контроля остатка ресурса, т. е. за предыдущие k полетов. Значение напряжений о, и температур Т, для формул (17.37) следует принимать как среднестатистические из их совокупностей, полученных за предшествующие k полетов и использованных совместно с величинами при расчете поврежденности Щ по выражению (17.40).
Из формулы (17.45) следует, что для начала эксплуатации двигателя (при nfe=0) тост=тг а при полной выработке ресурса (Щ=ат) тост=0. Для случая весьма малых среднеквадратичных значений поврежденности конструктивного элемента за полет (Sn->-0) его остаточный ресурс можно приближенно оценить по простейшему выражению т0СТ»т— (/пПА)/ /П, определяющему медианное значение этого ресурса.
Следует отметить, что остаточный гамма-процентный ресурс является наиболее информативным критерием расходования ресурса ГТД, поскольку он адекватно отражает сущность анализируемого процесса и обеспечивает возможность непосредственного учета случайности характеристик эксплуатационной нагруженности и прочностных свойств конструктивных элементов.
Практическая реализация изложенных методик расчета выработки ресурса ГТД возможна в том случае, когда для подконтрольных конструктивных элементов будут известны вели-
500
чины действующих напряжений aijt температур Тц и длительностей режимов нагружения /1;- на основных этапах каждого полета. Непосредственное измерение указанных величин (за исключением длительностей t,/) в настоящее время не представляется возможным в связи с отсутствием специальных измерительных систем, разработка и применение которых будут целесообразными только в том случае, если они не приведут к существенному усложнению конструкции двигателя и будут обладать достаточной надежностью. Поэтому для определения напряжений и температур необходимо использовать заранее установленные зависимости между этими факторами и контролируемыми параметрами двигателя (например, частотами вращения роторов, температурами и давлениями по тракту), от которых по возможности в наибольшей степени зависели бы нагруженность и тепловое состояние конструктивных элементов. Решение поставленной задачи можно получить также путем установления зависимостей между величинами ol7, Ttj и контролируемыми параметрами полета, характеризующими протекание рабочего процесса в двигателе на заданных режимах его работы,— температурой Тн и давлением рн атмосферного воздуха, высотой Н и скоростью полета V.
Рассмотрим решение данной задачи для рабочих лопаток турбины высокого давления ТРДД. Как следует из гл. 9, суммарные напряжения в лопатках от центробежных и газовых сил можно с достаточной точностью определить по формуле °—+/(„Др + KruQiCla^Cu, (17.46)
где пв — частота вращения ротора высокого давления; Др, щ, С1а, ДС„ — газодинамические параметры рабочего колеса турбины; К„, Kru, К;и — коэффициенты, зависящие от геометрических характеристик лопатки и свойств ее материала.
Известно, что параметры пв, кр, С1а ДС„ существенно зависят от режима работы ГТД и условий полета (Тн, рн, Н, V) и эти зависимости можно установить путем газодинамического расчета ступени турбины с использованием экспериментальнорасчетных дроссельных и высотно-скоростных характеристик двигателя. В качестве примера на рис. 17.18, 17.19 приведены графические зависимости указанных параметров от атмосферных условий (Гн, рн)> построенные по данным газодинамического расчета I ступени турбины высокого давления ТРДД для взлетного режима. Из приведенных графиков видно, что все параметры изменяются в относительно малых диапазонах, причем их изменение имеет характер, близкий к линейному. В данных условиях для анализа функций многих переменных удобно применять метод малых отклоненений [72].
Рассмотрим применение метода малых отклонений, для аппроксимации зависимости частоты вращения ротора высокого 501
давления от атмосферных условий для взлетного режима. Согласно этому методу, функцию nB==f(TE, рн) можно представить с использованием данных рис. 17.18, 17.19 в следующем линейном виде:
6пв=0,021686 Тн—0,17388брн, (17.47)
где 6нв, бГц, 6рн— относительные приращения соответствующих величин (малые отклонения), которые заданы отношениями 6ив= (ив—пво)/пво, 67'Н=(7'Н —Т’но)/7’но. 6рн= (Рн— Рно)/Рно1
Рис. 17.18. Зависимости параметров, определяющих нагруженность рабочих лопаток 1 ступени турбины, от температуры атмосферного воздуха. Взлетный режим, /7 = 0, V=O, р„=0,1013 МПа
Рис. 17.19. Зависимости параметров, определяющих нагруженнрсь рабочих лопаток I ступени турбины, от давления атмосферного воздуха. Взлетный режим, /7=0, Р = О, ГН=15°С
нв0, 7Но. Рио— базовые значения величин, относительно которых рассматриваются отклонения параметров пв, Тн и Оц (пво= = 6918 об/мин, Тт= 15 °C, рно=0,1013 МПа).
В обычных переменных уравнение (17.47) (с учетом режима ограничения) имеет вид
пв= (7971 4- 10Тн — 11875рн) ^7060. (17.48)
502
Выполняя аналогичную аппроксимацию для всех газодинамических параметров, входящих в соотношение (17.46), и подставляя полученные таким образом функции в указанное соотношение, находим следующую зависимость для напряжений, действующих в опасной зоне рабочей лопатки на взлетном режиме (Н = 0, V=0) :
овзл=45,89 + 101(1,152 + 0,001445Гн—1,716рн)2—
— 0,1129ГН+199,4рн. (17.49)
Для высотного номинала и максимального крейсерского режима (0,85 номинального) аналогичный подход позволяет получить зависимости
Оном =115(1,336 - 4,5575 -10“% - 2,8165 • 10“2 Д + 7,5-1(Г 6 V);
окр = 115 (1,336 - 4,5575 -10 % — 3,3285 • 1 (Г 2Н + 8,13 • 1 (Г6 V).
(17.50)
В формулах (17.49) и (17.50) приняты следующие размерности: сг[МПа]; ГН[°С]; рн[МПа]; Н [км]; Г[км/ч].
Аппроксимация .зависимостей температуры рабочей лопатки турбины от параметров, характеризующих условия эксплуатации ТРДД, была также выполнена методом малых отклонений. В результате этого для взлетного режима при Н~0, V=0 получена формула:
Твзл= (1221 +3,117ТН-4126,4рн) ^898. (17.51)
На номинальном и максимальном крейсерском режимах температуры лопатки в рабочем диапазоне высот и скоростей полета постоянны для данного ТРДД, что обусловлено принятой программой управления двигателем. На этих режимах температуры лопатки в зоне минимального запаса длительной статической прочности имеют значения ГНОМ=781 °C, Гкр=732°С при всех Тн, И и V.
Вышеприведенные зависимости позволяют определить выработку ресурса ГТД по критерию длительной прочности рабочих лопаток турбины. Однако, как уже было отмечено, многие элементы ГТД испытывают в эксплуатации целый комплекс статических и циклических температурно-силовых воздействий, для учета влияния которых необходимо разрабатывать специальные методы определения нагруженности деталей и модели долговечности конструкционных материалов при многофакторном нагружении. Данная задача является весьма важной и перспективной в проблеме надежности двигателей.
Перспективной задачей является также автоматизация контроля выработки ресурса ГТД. Для решения этой задачи необходимо создавать специальные системы, в основу которых должны быть положены бортовые автоматические регистраторы
503
параметров, характеризующих нагруженность и тепловое состояние элементов ГТД (например, регистраторы типа МСРП-64, МСРП-256), а также наземные или бортовые ЭЦВМ, предназначенные для реализации соответствующих алгоритмов оценки расходования ресурса.
Глава 18. ДИАГНОСТИКА И КОНТРОЛЬ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ГТД В ЭКСПЛУАТАЦИИ
18.1. ЗАДАЧИ ДИАГНОСТИКИ И КОНТРОЛЯ СОСТОЯНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
В процессе эксплуатации авиационных ГТД их узлы и агрегаты подвергаются воздействию широкого спектра нагрузок и других повреждающих факторов. Такое воздействие приводит к ухудшению технического состояния двигателя: повышается удельный расход топлива, растет температура газа перед турбиной, вследствие износа и выветривания уплотнений увеличиваются зазоры в проточной части, ухудшается состояние поверхностного слоя лопаток, накапливаются повреждения, связанные с исчерпанием малоцикловой, усталостной и длительной прочности наиболее нагруженных деталей и т. п.
Объективное определение технического состояния ГТД и отслеживание его изменения в процессе длительной эксплуатации требует измерения, регистрации и последующей обработки большого числа параметров, характеризующих работоспособность узлов агрегатов и систем двигателя. На первых авиационных ГТД число измеряемых параметров было ограниченно и выбиралось лишь из необходимости контроля соответствия основных характеристик двигателя (частоты вращения ротора, температуры газа, расхода топлива и др.) требованиям регламентирующей документации. Ограниченность информации о двигателе не позволяла контролировать изменение его технического состояния и поэтому такая задача даже не ставилась.
Приемлемого уровня надежности первых поколений ГТД достигали на статистической основе путем ограничения их ресурса малыми величинами, при которых вероятность безотказной работы сохраняет высокие значения (гарантийные ресурсы для этих двигателей составляли 200...500 ч.).
Для современных ГТД гарантийные ресурсы увеличены до 6000... 12000 ч. Практика эксплуатации показывает, что лишь незначительная часть современных двигателей большого ресурса полностью вырабатывают этот ресурс, остальные снимаются досрочно из-за обнаруженных в них различного рода неисправностей. Необходимость обеспечения безопасности полетов требует разработки системы раннего обнаружения развивающихся неисправностей, с тем чтобы исключить отказы в полете двига-504
телей, снимаемых досрочно. В качестве такой системы выступает развитая система диагностирования двигателей, позволяющая обнаруживать неисправности с упреждением, дающим возможность прогнозировать с определенной вероятностью время достижения предельного состояния.
В зависимости от того, насколько полно система диагностирования отражает изменение действительного состояния, проявление контролируемых неисправностей имеет различный характер. Это позволяет классифицировать отказы двигателей, вызванные развитием неисправностей на три группы:
— внезапные отказы, вызываемые очень быстро развивающимися неисправностями (1... 3 с). В эту группу входят, например, обрыв вала турбины, усталостное разрушение дисков турбин и компрессоров, внезапное возникновение отрицательной тяги ТВД в полете, помпаж, попадание посторонних предметов в двигатель и т. п. Для локализации последствий таких отказов в систему автоматического управления двигателем вводятся специальные защитные устройства, выключающие подачу топлива;
— быстрые отказы, вызываемые неисправностями, время развития которых исчисляется несколькими минутами (падение давления масла, уход масла из бака, отказ топливного насоса, пожар двигателя, рост вибраций двигателя, появление стружки в масле, обледенение и т. п.). Возникновение подобных неисправностей должно сопровождаться немедленной выдачей сигнала экипажу самолета для привлечения внимания, оценки ситуации и принятия необходимых мер;
— постепенные отказы, развивающиеся относительно медленно (10... 100 ч), или обнаруживаемые диагностическими средствами на столь ранней стадии развития, что наступление отказа в течение данного полета можно считать практически исключенным. В эту группу принято относить отказы, вызванные процессами изнашивания («выветривание» лабиринтных уплотнений, эрозионный износ лопаток, прогар элементов горячей части, потеря упругости пружин элементов систем управления, ухудшение свойств резиновых уплотнений и т. п.).
Представленное деление отказов на группы отражает не столько физические свойства развития неисправностей, сколько уровень наших знаний о причинах, признаках и процессах их развития. По мере накопления таких знаний и разработки соответствующей диагностической аппаратуры многие из отказов перестают быть внезапными и становятся прогнозируемыми. В связи с этим .одной из задач развития средств диагностирования является максимальное сокращение числа отказов 1 и 2 групп и перевод их в 3-ю группу. Эффект такого перевода заключается не только в повышении уровня безопасности полетов, но и в снижении эксплуатационных затрат, связанных с нарушением регулярности полетов, ремонтом двигателя. На
505
пример, вторичные повреждения, вызываемые необнаруженной вовремя критической усталостной трещиной диска турбины и последующим его разрушением, обходятся во много раз дороже простой замены диска при своевременном его ремонте.
Таким образом, необходимость обеспечения высокой, надежности двигателей большого ресурса, требования безопасности полетов и экономические факторы поставили задачу разработки систем диагностирования и прогнозирования состояния авиационных ГТД.
В общем случае задачи технической диагностики ГТД сводятся к исследованию двигателя как объекта диагностирования, разработке методов и средств технической диагностики, решению вопросов построения и организации системы диагностирования.
Решение этих задач включает следующие этапы:
— выделение конечного множества состояний двигателя, подлежащих диагностированию в эксплуатации;
— анализ процессов, протекающих в двигателе при нормальном функционировании и развитии выделенных неисправностей;
— разработку методов определения диагностических параметров;
— выбор минимально возможного числа диагностических параметров, обеспечивающих распознавание выделенных состояний;
— разработку методов оценки и прогнозирования состояний, локализации неисправностей;
— разработку системы сбора, хранения и анализа диагностической информации;
— разработку системы технического диагностирования;
— определение места технической диагностики в системе эксплуатации с целью предотвращения отказов, полного использования ресурсных возможностей ГТД, сокращения трудозатрат на техническое обслуживание, экономии авиатоплива и т. п.
Инженерный анализ физических процессов ухудшения состояния двигателя в эксплуатации позволяет классифицировать их на две группы:
— процессы ухудшения газодинамического состояния проточной части ГТД, отражаемые изменением термогазодинамических параметров;
— процессы ухудшения «механического» состояния двигателя, определяемые постепенным изнашиванием опор роторов двигателя и исчерпанием несущей способности высокбнагру-женных деталей по длительной прочности (ползучести), малоцикловой и многоцикловой усталости, термоциклической прочности. Частичное отражение этих процессов обеспечивается отслеживанием и анализом в процессе выработки ресурса па-
506
раметров маслосистемы и вибросостояния двигателя и проведением специального физико-химического анализа проб масла при выполнении регламентных работ.
18.2. ДИАГНОСТИКА ГТД ПО ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИМ ПАРАМЕТРАМ
Термогазодинамические параметры двигателя (давление, температура и т. д.) в различных сечениях проточной части, а также выходные параметры двигателя (тяга, расход топлива, частота вращения ротора и т. д.) являются носителями информации о состоянии проточной части двигателя. При этом задачу диагностики двигателя можно решать на одном из двух уровней.
На первом уровне принятие решения о состоянии производится путем сравнения измеряемых параметров с нормами на допускаемые их отклонения. Если значения параметров находятся в пределах технических норм, состояние относится к категории исправных. При выходе параметров за пределы установленных норм состояние двигателя относится к категории неисправных.
Исследуя изменение параметров по наработке двигателя, можно заранее предвидеть (прогнозировать) момент выхода параметра за установленный допуск и своевременно принять меры по предотвращению отказа двигателя в полете. Характер изменения термогазодинамических параметров по наработке позволяет в некоторых случаях определить причину ухудшения состояния двигателя.
На втором уровне оценка состояния двигателя сводится к определению места локализации дефекта, выявлению внутренних причин появления признаков неисправности. В этом случае используют математическую (диагностическую) модель, описывающую термогазодинамические процессы, происходящие в двигателе.
Математическая модель двигателя связывает зависимые переменные (параметры), такие как частота вращения ротора п расход топлива 6Т, температура газа за турбиной Тт и т. п. с независимыми переменными — параметрами состояния узлов, к которым относятся КПД компрессора ц’, турбины ц*, коэффициенты внутренних потерь, площади проходных сечений и т. п. Задача диагностики, таким образом, сводится к определению отклонений независимых параметров состояния узлов от их базовых значений по результатам контроля зависимых параметров, из которых в эксплуатации только часть доступна измерению. Математическая модель двигателя в общем случае может быть представлена векторным уравнением:
Р(У,В)=0, (18.1)
507
где Y— вектор зависимых переменных;
В — вектор независимых переменных параметров состояния (Пк, ть, ёкс И т. д).
Линеаризация уравнений математической модели приводит к системе алгебраических уравнений в отклонениях:
б1/,=Лб6л (18.2)
где бу,— вектор отклонения от базовых значений контроли-
, У, Ус,-г:ч . —.—
руемых параметров оуг=--------------; t=l,k.
Убазi Убаз•
bbt — вектор отклонения параметров состояния; / = 1,т.
А — матрица коэффициентов влияния.
Если число контролируемых параметров k превышает число независимых параметров т, то задача сводится к решению исходной системы уравнений методом наименьших квадратов.
В эксплуатации при диагностике ГТД по термогазодинамическим параметрам достаточен уровень локализации неисправностей до съемного модуля. Такое ограничение уменьшает число независимых параметров т и упрощает решение задачи.
Более глубокий уровень локализации неисправностей целесообразен только при доводке двигателя в процессе его создания.
Практическая реализация обоих из вышеуказанных подходов осуществляется последовательно. Вначале задачу диагностики решают на первом уровне. При этом анализируют изменение по наработке термогазодинамических параметров, приведенных к стандартным атмосферным условиям и единому режиму работы. При обнаружении признаков отклонений параметров от базовых значений переходят ко второму уровню — выявлению места локализации неисправности.
Метод диагностики по термогазодинамическим параметрам позволяет выявить на ранней стадии развития такие неисправности, как эрозионный износ элементов проточной части, прогары и коробления деталей горячей части, механические повреждения и разрушения деталей и т. п.
18.3. ДИАГНОСТИКА ДВИГАТЕЛЕЙ ПО КОНТРОЛЮ СОСТОЯНИЯ МАСЛА
Одной из функций маслосистемы двигателя является вымывание и вынос продуктов изнашивания трущихся пар откачивающей магистралью системы. При рассмотрении развития во времени процесса изнашивания деталей выделяют три этапа: приработки, нормальной эксплуатации, аварийного износа. В период приработки трущиеся пары, притираясь друг к другу, достигают состояния, когда скорость изнашивания становится 508
очень малой и практически постоянной. Приработка обычно заканчивается при стендовых сдаточных испытаниях и в период эксплуатации не наблюдается.
В качестве диагностических параметров, характеризующих процесс изнашивания, используются: концентрация металлов в масле, измеряемая в г/т; скорость нарастания концентрации, г/т«ч; размер частиц металлов, содержащихся в масле.
При переходе от нормального износа к аварийному все три указанных параметра возрастают. Происходят и другие явления, отражающие развитие данной неисправности: за счет возрастания коэффициента трения увеличивается температура контактирующих деталей и омывающего их масла; возрастают зазоры в сопряжении, что ведет к изменению уровня вибраций. Все эти явления используются для диагностирования состояния трущихся пар (рис. 18.1). Интервал времени от начального
явления, происходящие В окрестнос ти контакта
Параметры, отражающие происходящие явления
Методы контроля Параметрические
состояния г
Инструментальные
Рис. 18.1. Параметры и методы контроля состояния трушихся пар при изнашивании:
/П0ДЦ1 — температура подшипника; /м вых — температура масла на выходе из опор; т«выбега» — время «выбега» ротора; V — виброскорость, мм/с; Лрмф — перепад давления на маслофильтре; /доп, Удоп, Лрдоп—предельно допустимые уровни соответствующих параметров
момента разрушения поверхности контакта до полного разру-шения контактной пары составляет 10... 100 ч, что позволяет в большинстве случаев выявить неисправность в начальной стадии развития.
Оперативными индикаторами наличия металлических частиц в масле являются стружкосигнализаторы, фильтры-сигнализаторы, магнитные пробки. Наиболее просты по конструкции магнитные пробки, улавливающие частицы, содержащие железо. Такие пробки устанавливают в откачивающей масломагистрали. Периодический осмотр магнитных пробок и масляных фильтров
509
позволяет, в большинстве случаев, своевременно обнаружить развивающееся разрушение трущихся пар.
Более удобными в эксплуатации являются стружкосигнализаторы и фильтры-сигнализаторы. Эти устройства сами сигнализируют о наличии металлической стружки и не требуют их снятия и осмотра без необходимости. Недостатком сигнализаторов является то, что они реагируют не на темп образования стружки, а на накопленное ее количество. Более объективным параметром, характеризующим состояние пар трения, является концентрация металлов в масле, определяемая на специальных установках.
Для определения концентрации металлов в масле в авиационных предприятиях широко применяют метод спектрального анализа проб масла, проводимого на установках типа МФС-3, МФС-5. Анализ включает следующие три этапа: перевод масляной пробы из жидкого в парообразное состояние и возбуждение спектров атомов, ионов и молекул; разложение излучения в спектр и его регистрация; определение по полученным данным концентрации элементов, входящих в пробу.
Принципиальная схема маслофотоспектрометра типа МФС-5 представлена на рис. 18.2.
Рис. 18.2. Принципиальная схема маслофотоспектрометра:
1 — генератор; 2 — верхний электрод; 3 — угольный диск; 4 — линза; 5 - входная щель спектрометра; 6 — участок вогнутого зеркала с дифракционной решеткой; 7 — выходная щель спектрометра; 8 — фотоэлектронный умножитель; 9— конденсатор; 10— усилитель; II — регистрирующие приборы
Угольный диск 3, погруженный в ванночку с маслом, вращаясь подает масло в разрядный промежуток. Электрический разряд возникает между диском и верхним электродом 2. Из-510
лучение разряда направляется на входную щель 5 спектрального прибора.
Дисперсия света происходит на дифракционной решетке, выполненной в виде вогнутого зеркала 6 с нанесенными на его поверхности штрихами. Образованный дифракционной решеткой спектр характеризует состав продуктов износа, находящихся в масле. Выходные щели спектрометра 7 выделяют из спектра шестнадцать спектральных линий элементов. Интенсивность спектральных линий пропорциональна концентрации соответствующих элементов в пробе. Излучение выделенных спектральных линий направляется на фотокатоды фотоэлектронных умножителей 8. Это вызывает эмиссию электронов на катоде, протекание тока в анодной цепи и накопление заряда на интегрирующих конденсаторах 9. По окончании процесса накопления зарядов с помощью усилителя постоянного тока 10 производится последовательное получение отсчетов, пропорциональных напряжению на интегрирующих конденсаторах. Продолжительность анализа одной пробы масла составляет ~ 3 мин.
В некоторых случаях представляется возможным по результатам спектрального анализа определить деталь с повышенным износом. Распределение металлов в материалах деталей, омываемых маслом, обычно следующее: сепаратор подшипника— медь, алюминий, серебро; тела качения, обоймы подшипников — железо, хром, никель; шлицы — медь, железо, хром, никель; шестерни — железо, хром, никель.
Изменение концентрации металлов в масле по наработке двигателя носит немонотонный характер и зависит не только от скорости процесса изнашивания, но и от необратимого расхода масла и периодических дозаправок его при техническом обслуживании.
Пробы масла отбираются с периодичностью 25...50 ч наработки не позднее 30 мин после остановки двигателя.
Предельные нормы концентрации металлов определяются уровнем динамической нагруженности и назначаются на основе данных длительных эксплуатационных испытаний индивидуально для каждого типа двигателей.
18.4. ВИБРОАКУСТИЧЕСКАЯ ДИАГНОСТИКА
Методы виброакустической диагностики обеспечивают оценку технического состояния объекта путем использования информации, содержащейся в колебательных процессах, сопровождающих функционирование ГТД.
Динамические нагрузки вызывают появление и распространение акустических волн как в самом двигателе, так и в окружающей среде. Параметры вибрации зависят, таким образом, как от спектра и интенсивности возбуждающих сил, так и от свойств виброакустического канала, расположенного между источником вибрации и точкой съема информации.
511
Причины возникновения неисправностей ГТД в большинстве случаев связаны первоначально с изменением характера действующих нагрузок, которые затем приводят к появлению дефекта, изменяющего собственные свойства системы (т. е. характеристики виброакустического канала). Отсюда становится ясной возможность более раннего обнаружения и предупреждения развития дефектов методами виброакустической диагностики по сравнению с другими способами. Действительно, например, перекосы в шлицевых соединениях могут быть выявлены по изменению характера динамических нагрузок значительно раньше, чем появятся следы износа.
Вместе с тем ясна и сложность задачи вибродиагностирования, так как число источников вибрации в двигателе велико, а к точке приема виброакустической информации последняя приходит многими путями.
Наиболее распространенные направления виброакустической диагностики основаны на измерении акустического шума, излучаемого двигателем, пульсаций скорости и давления потока в проточной части ГТД, вибрации корпуса двигателя, а также колебаний рабочих лопаток и других ответственных элементов ротора турбомашины. Особое место занимает метод акустической эмиссии.
Диагностирование технического состояния связано с некоторыми особенностями генерирования вибрации в ГТД. Прежде всего следует иметь в виду, что при наличии нескольких возмущающих сил, в спектре вибрации всегда будут наблюдаться дискретные составляющие с частотами их следования, так как вибрация представляет собой реакцию системы (в данном случае ГТД) на внешнее возмущение. Уровни вибрации будут определяться свойствами виброакустического канала между источниками колебаний и точкой их приема.
Наличие нелинейности в реальной системе (в ГТД их основной источник — упругие опоры) приводит всегда к появлению кроме основной составляющей вибрации, частота которой равна частоте, вызывающей эти колебания, силы так называемых супер- и субгармоник. Если частота основного колебания f, то частоты супергармоник равны if, а субгармоник f/i, где 1=1, 2, 3...
Наличие в вибрационном спектре большого числа дискретных компонент приводит к их взаимодействию — модуляции. Результатом является появление модуляционных (комбинационных) составляющих. Так, например, наличие в ГТД двух роторов, вращающихся с равными частотами п1 и п2, может привести к появлению составляющих с частотами
В общем случае возможна не только амплитудная, но также частотная и фазовая модуляции. Если основная частота процесса <о', а частота модуляции й, то в спектре присутствуют дискрет
512
ные составляющие a>±Q, ш±2й, a>±3Q и т. д., называемые обычно «боковыми» частотами.
Результатом реальных процессов, происходящих в ГТД, является также возникновение так называемого вибрационного шума или фона, присутствующего во всем диапазоне контролируемых частот.
Основной источник вибрации в ГТД — вращающийся ротор. Механическая неуравновешенность ротора, являющаяся результатом неточности его изготовления и сборки, а также деформации и износа, порождает вибрацию, основная частота которой равна частоте его вращения, а остальные кратны ей. Вращающиеся лопаточные решетки генерируют аэродинамическую вибрацию. Их основные частоты равны zn, где z — число лопаток, а п—частота вращения ротора (в об/с). Суммирование аэродинамических сил и моментов вызывает вибрацию с частотами in, и взаимодействие лопаток РК лопатками НА — соответствующие модуляционные составляющие.
Аэродинамические процессы, происходящие в лопаточной машине, порождают вибрационный шум. Его интенсивность растет при увеличении турбулизации потока, связанной с отклонением обтекания лопаток от расчетного, действием атмосферной турбулентности, бокового ветра, а также появлением дефектов и износом проточной части. В ряде случаев могут появиться и дополнительные спектральные составляющие, связанные с вращающимся срывом, вибрационным горением и т. д.
Вибрацию в ГТД генерируют также зубчатые соединения, подшипники и агрегаты: частоты спектральных составляющих связаны с принципом их действия. Кроме составляющих, обусловленных вращением валов и роторов, для зубчатых соединений характерно появление зубцовых гармоник izn, где z — число зубьев, для подшипников — частот следования тел качения, а для агрегатов — составляющих с частотами следования основных рабочих элементов: плунжеров, рабочих лопаток, зубьев шестерен и т. д.
Оценка состояния ГТД производится несколькими путями. Один из них — анализ частотного состава спектра путем его сравнения в исправном и дефектном состояниях. Наиболее просто таким образом выявляются неисправности, приводящие к появлению новых дискретных составляющих (например, вращающего срыва) или существенному изменению уровня вибрационного шума (например, при износе лопаток компрессоров вертолетных ГТД).
Другой путь — анализ изменения уровня основных роторных гармоник по режимам. Таким образом выявляют неисправности, приводящие к разбалансировке ротора. При этом может быть определено место неисправности с точностью до ротора компрессора и турбины конкретного каскада.
513
33 Зак. 4527
Супергармонические составляющие используют для выявления неисправностей упругих опор и соединительных муфт. По характеру модуляционных составляющих анализируют состояние проточной части, редукторов и приводов.
Съем виброакустической информации осуществляется с помощью измерительных преобразователей. К ним относятся прежде всего измерительные микрофоны и вибропреобразователи (ВП).
Микрофоны представляют собой электроакустические преобразователи, с помощью которых акустические колебания в газовой среде преобразуются в электрические. Наибольшее распространение получили конденсаторные и пьезоэлектрические микрофоны. Во-первых (рис. 18.3), звуковое давление вызывает изменение емкости конденсатора, образуемого мембраной 2, неподвижным электродом / и воздушным зазором между ними. Во-вторых (рис. 18.4), действие звукового давления приводит к возникновению переменного электрического потенциала в пьезопластинке.
Рис. 18.3. Схема конденсаторного микрофона:
1 — неподвижный электрод;
2 — мембрана; 3 — отверстие для выравнивания статического давления; 4 — корпус; 5 — изолятор
Рнс. 18.4. Схема пьезоэлектрического микрофона:
/ — диафрагма; 2 — неподвижная пластинка; 3 — пьезоэлектрическая пластинка; 4 — корпус
Среди преобразователей механических колебаний наибольшее распространение получили индукционные и пьезоэлектрические ВП. Принцип действия первых основан на использовании эффекта электромагнитной индукции, т. е. возникновения электродвижущей силы в электрической катушке при изменении магнитного поля. Поскольку ВП вибрируют с объектом, то происходит кинематическое возбуждение инерционной массы (рис. 18.5). Напряжение на выходе индукционного ВП пропорционально виброскорости. Данные ВП широко применяют, размещая их на наружных частях корпуса двигателя, для контроля роторной вибрации ГТД. Это связано с тем, что ин-514
аукционные ВП, обладая достаточной чувствительностью, имеют ограниченный частотный диапазон (от 30...40 Гц до 600... 1500 Гц), большие габариты и массу.
Рис. 18.5. Индукционный ВП:
1 — корпус; 2 - инерционная масса; 3 — катушка; 4 — соединительный фланец: 5 — подшипник; 6 — пружина
Более перспективны пьезоэлектрические ВП (рис. 18.6). Принцип их действия основан на использовании прямого пьезоэффекта, заключающегося в способности некоторых материалов (пьезоэлектриков) генерировать заряд под действием приложенной к
Рис. 18.6. Пьезоэлектрический ВП: 1 — пружина; 2 — инерционная масса; 3 — пьезокерамическая пластинка; 4 — корпус
ним механической силы. Пьезоэлектрические ВП обладают более широким частотным диапазоном (от долей Гц до 20...50 кГц и более), малой массой и габаритами, большей надежностью (из-
за отсутствия подвижных частей). В связи с этим они могут быть максимально приближены к контролируемому элементу (например, подшипнику). Температурные характеристики ВП определяются типом применяемой пьезокерамики. Существуют ВП, позволяющие производить измерения при температурах 400...700 °C. Особенностью пьезоэлектрических ВП является то, что сигнал на выходе пропорционален впброускорению.
При виброакустическом диагностировании широкое распространение получили методы, основанные на спектральном анализе вибросигналов, осуществляемом с помощью спектроанализаторов (АС). Существует два основных типа АС: первые основаны на использовании принципа фильтрации; вторые непосредственно реализуют преобразование Фурье.
В АС с полосовыми фильтрами из анализируемого сигнала выделяется полоса частот, равная Af, и оценивается интенсивность вибрации в этом диапазоне. По этому принципу построены бортовые виброизмерительные системы. Поскольку с помощью последних контролируется уровень роторной вибрации, то величина А) определяется диапазоном изменения частоты вращения ротора ГТД.
АС подобного типа используют и для контроля акустических шумов. В этом случае диапазон частот разбит обычно на стандартные октавные интервалы. В зависимости от типа АС возможно измерение уровня шума в октавных, полуоктавных и третьоктавных диапазонах.
Разрешающая способность подобных АС невелика; применение их в бортовых системах двухвальных ГТД не позволяет выявить ротор, генерирующий повышенную вибрацию. Вариант с большим числом узкополосных фильтров (такой анализ носит название параллельного или анализа в реальном времени) чрезвычайно усложняет систему, а при изменении одного узкополос ного перестраиваемого фильтра удлиняет время измерений — так, анализ сигнала в полосе от 0 до 500 Гц занимает 30 мин и более.
Эффективность контроля роторной вибрации может быть повышена применением синхронного спектрального анализа. Его суть заключается в том, что центральная частота узкополосного фильтра изменяется синхронно с изменением частоты вращения ротора. Такие АС позволяют практически исключить влияние помех, создаваемых другими источниками вибрации, на результаты измерений, а также использовать для вибродиагностирования особенности поведения собственных характеристик двигателя в диапазоне частот его вращения.
АС, использующие различные алгоритмы преобразования Фурье, относятся к системам, работающим в реальном масштабе времени. Они реализуются на ЭЦВМ или выполняются в виде специализированных цифровых приборов. Важнейшие их досто инства — многофункциональность, возможность одновременного
516
определения нескольких характеристик вибрационного процесса (например, автокорреляционных, взаимных корреляционных и др.), а также обеспечение полной автоматизации процесса диагностирования (т. е. не только анализа вибросигналов, но и распознавания состояний контролируемого объекта).
Метод акустической эмиссии основан на регистрации волн напряжения, возникающих при появлении дефектов в стрхмхре материала детали или пластических деформациях. Особенность сигналов акустической эмиссии заключается в том, что его часто ты лежат в диапазоне> 100 кГц. Метод отличается высокой чувствительностью и находит применение при обнаружении трещин в начальной стадии их развития во внутренних полостях охлаждаемых лопаток, а также при диагностике различных соединений.
18.5. МЕТОДЫ ВИЗУАЛЬНОГО КОНТРОЛЯ И ДЕФЕКТОСКОПИИ
Свыше 60 % всех неисправностей авиационных ГТД обнаруживают в результате визуального контроля. При этом выявляют следы подтекания топлива и масла, коробления и деформации конструкции, разрушение покрытий и коррозию, забоины, трещины и разрывы материала, отложения нагара и т. п. Различают методы внешнего и внутреннего визуального осмотра двигателей. Методы проведения внешнего осмотра рассматриваются в курсе «Техническая эксплуатация воздушных судов и авиационных двигателей».
Для проведения внутреннего осмотра двигателей используют эндоскопы, представляющие собой оптико-механические приборы, позволяющие осуществить подсветку заданного места, наблюдение и документирование результатов. Промышленность выпускает эндоскопы двух типов — жесткие, с неизменной геометрией оптического пути, и гибкие (волоконно-оптические). Жесткие линзовые эндоскопы типа Н-200, УСП-8м, РВП-491 обладают высокой разрешающей способностью, но возможности их применения ограничены большими диаметральными габаритами оптических элементов и трудностями доставки объектива во внутренние полости двигателя. Для облегчения доставки объектива в зону наблюдения по каналу сложной геометрии разработаны линзовые эндоскопы с несколькими подвижными звеньями, имеющими шарнирное соединение. Так, например, эндоскоп Н-170 представляет собой довольно сложную шарнирно-линзовую систему, включающую головное звено с объективом и осветительным устройством, несколько промежуточных звеньев и звено окуляра. Этот прибор используется для контроля камеры сгорания, форсуночной плиты и соплового аппарата турбины двухконтурного двигателя.
В последнее время все более широкое применение находят гибкие волоконно-оптические эндоскопы.
517
Комплект аппаратуры гибкого эндоскопа включает источники питания, ।а.именную лампу 1 (рис. 18.7), оптический конденсор 2 для фокусирования снега на торец 3 осветительною жгута, наб.подаимьный Ж1\т f> с объективом 5 и окуляром 8, а также механические устройства доставки и управления объективом. Каждое из волокон, входящих в жгут, изготовляется в виде двухслойной стеклянной нити — сердцевины (световедущей жилы) с высоким показателем преломления и сплавленной с ней оболочки (изоляции) из прозрачного стекла с низким показателем преломления. При этом внутреннее отражение света происходит на границе раздела сердцевина — оболочка с очень малыми потерями. На выходном горне каждого волокна яркость, цвет и освещенность осредняется ио ее сечению. Это приводит к образованию на выходном торце жгута волокон мозаичной картины, соответствующей исходному изображению. Для повышения разрешающей способности уменьшают диаметр волокон и увеличивают их число в жгуте до 50 000...500 000.
Гибкие эндоскопы разделяются на неуправляемые и с управляемым изгибом. Неуправляемые эндоскопы просты по конструкции, имеют меньший рабочий диаметр. Принципиальная схема неуправляемого эндоскопа представлена на рис. 18.8. Объектив 3 расположен вдоль оси эндоскопа (наблюдение вперед). Перед объективом может быть установлено насадное зеркало 2. позво-ляющеее смотреть в бок, а при вращении ствола эндоскопа — рассматривать широкий кольцевой пояс сферы. Осветительный блок содержит лампу накаливания 6 (150 Вт), вентилятор 9 для охлаждения н осветительный жгут 8. Представителем этой группы является эндоскоп Н-300, предназначенный для осмотра и фотографирования рабочих лопаток всех ступеней компрессора и турбины двухконтурных двигателей. Прибор имеет поворотные объективы, управляемую объективную призму и масштабную сетку в поле зрения окуляра для определения величины дефектов.
Для доставки объектива неуправляемого эндоскопа используют вспомогательные трубы-путепроводы. Такая труба через систему отверстий устанавливается внутрь камеры сгорания, а уже по ней в полость вводится световод. Поворот путепроводной трубы вокруг оси крепежного фланца позволяет осмотреть большую часть камеры.
Эндоскопы с управляемым изгибом в двух взаимноперпендикулярных плоскостях позволяет вводить объектив по сложной траектории во внутренние полости двигателя. Механизм управления изгибом с помощью двух ручек на корпусе вблизи окуляра обеспечивает ясное представление о положении объектива.
Основные характеристики некоторых гибких эндоскопов, выпускаемых рядом зарубежных фирм, представлены в табл. 18.1.
Разрабатываются новые конструкции эндоскопов с высокой разрешающей способностью, позволяющие четко видеть увели-
518
Рис. 18.7. Принципиальная схема эндоскопа:
/ — галогенная лампа; 2 — конденсор; 3, 4 — входной и выходной торцы осветительного жгута; объектив и коллектор; 6 — световод, передающий изображение; 8 — окуляр
519
520
Рис. 18.8. Гибкий технический эндоскоп:
/ — окуляр; 2 — насадное зеркало бокового изображения; 3 — объектив; 4 — световод; 5 — миниатюрная лампа; 6,— лампа нака ливания (150 Вт) с эллиптическим отражателем; 7 — теплозащитный фильтр; 8 — осветительный жгут; 9 — вентилятор; 10 — све товод, заменяющий лампу 5 (при фотографировании объекта контроля); И — портативный источник питания
ченное в заданном масштабе цветное изображение, фиксировать его на пленку или записывать на видеомагнитофон, выполнять во внутренних полостях двигателя простейшие технологические операции (снятие нагара, очистку поверхности, сверление отверстий в вершине трещины и т. п.).
Применение эндоскопов позволяет объективно контролировать динамику процесса развития разрушения и определять момент, когда разрушение достигнет опасного предела. Для этого сравниваются фотографии или видеомагнитофонные записи, полученные при последовательных осмотрах.
Эффективное использование эндоскопов возможно только при наличии специальных легкосъемных лючков и заглушек в корпусах узлов двигателей. Для двухконтурных двигателей, кроме того, необходимо обеспечить надежное уплотнение каналов, соединяющих наружный и внутренний контуры.
Таблица 18.1. Характеристики эндоскопов
Марка Рабочий диаметр, мм Рабочая длина, м Угловое поле зрения, град Число волокон в жгуте Угол управляемого изгиба, град
ES 6.3...33 0.6...3.8 60 40000...640000 Неуправляемый
Uniscope 9.53... 10,5 0,2...0.82 55 14400 То же
JFS 6...15 0,85... 1,85 26...33 20000...40000 60
Так, например, на ТРДД RB-211, состоящем из пяти конструктивных модулей, каждый модуль имеет люки для ввода эндоскопа. Это позволяет осматривать все рабочие лопатки двигателя, топливные форсунки, камеру сгорания и передние кромки сопловых аппаратов турбины высокого давления. Доступ к любому из люков осуществляется в течение 5 мин. Продолжительность обычного осмотра ступени КНД для определения повреждений от попадания посторонних предметов составляет 5...7 мин. Наружный диаметр эндоскопа — 10 мм, диаметр отверстий для его ввода — 12 мм. Осмотр камеры сгорания на этом двигателе с помощью эндоскопа проводится через 350 ч работы двигателя. Такого же рода контроль охлаждаемых рабочих лопаток на наличие термоусталостных трещин проводится через 1000 ч.
Дальнейшее развитие получают методы и средства неразрушающего контроля: ультразвуковой, токовихревой, рентгеноскопии, радиографии (гамма-спектроскопии), акустической эмиссии, голографической интерферометрии. Данные методы используются для оценки технического состояния наиболее нагруженных деталей и позволяют в ряде случаев перейти к эксплуатации их по техническому состоянию. Так, например, применение токо-521 34 Зак. 4527
вихревых приборов ТВД-1, ЭИТ-1М для периодического контроля на наличие малых трещин в дисках турбин и компрессоров позволило гарантировать высокий уровень надежности дисков в межконтрольный период и исключить случаи их разрушения.
Применение методов проникающих излучений (рентгене- и радиографии) требует обеспечения доступа источника излучения во внутренние полости двигателя и к свободной наружной поверхности для размещения регистрирующей пленки, а, с другой стороны, разработки мер по биологической защите персонала. Радиографический (изотопный) источник излучения по сравнению с рентгеновским более компактен и не требует внешнего источника энергии. Обычно трубка с радиоактивным источником излучения имеет диаметр в пределах 13...20 мм. Это позволяет использовать внутреннее пространство вала для перемещения источника как вдоль оси двигателя по всей его длине, так и по окружности.
18.6. АВТОМАТИЗИРОВАННЫЕ СИСТЕМЫ ДИАГНОСТИРОВАНИЯ АВИАЦИОННЫХ ГТД
Автоматизированные системы диагностирования (АСД) авиационных ГТД обеспечивают автоматическую регистрацию параметров двигателя в процессе его работы, обработку параметров для решения ряда диагностических задач, документирование и хранение выходной информации для последующей статистической обработки данных по всему парку двигателей.
Первые АСД использовали данные ручной регистрации параметров двигателя на крейсерском режиме полета.
Основные параметры двигателя записывались бортинженером на специальном бланке и после полета обрабатывались на ЭВМ. В процессе обработки параметры приводятся к стандартным условиям. Определяются их отклонения от установленных в начале эксплуатации значений и проводится статистическая обработка для уменьшения влияния случайных ошибок измерения. Результат работы таких АСД выдается в виде графиков и таблиц отклонений контролируемых параметров от начальных значений за 20...30 последних полетов.
Статистическая обработка данных по всему парку двигателей определенного типа позволяет анализировать общие тенденции изменения по наработке наиболее важных показателей, таких как расход топлива, уровень вибрации, температура газа перед турбиной.
Дальнейшим развитием АСД явилось использование устройства автоматической регистрации данных.
В начале 70-х годов началось широкое применение в гражданской авиации зарубежных стран систем регистрации и отработки данных, получивших название AIDS (Aircraft Integrated Data System). Позднее были разработаны и другие системы,
522
аналогичные по назначению. Краткие сведения об автоматизированных системах диагностирования ГТД приведены в табл. 18.2.
Современной тенденцией развития систем диагностирования является передача большинства функций наземной ЭВМ бортовому вычислительному комплексу.
На современную АСД возлагают выполнение следующих диагностических функций: контроль параметров по индивидуальным допускам на всех этапах полета; анализ тенденций изменения характеристик двигателя и его модулей по наработке; обнаружение и локализация неисправностей; контроль выработки ресурса в часах, в циклах малоцикловой усталости, термоциклах, накопленной деформации ползучести; управление информацией на борту (для своевременного информирования экипажа, подготовки данных и рекомендаций для наземного технического обслуживания) и на земле (для долгосрочного прогнозирования характеристик модулей и статистической обработки данных по всему парку двигателей).
Любая развитая АСД содержит бортовую и наземную части (рис. 18.9).
Рис. 18.9. Структура современной наземно-бортовой АСД: ТОиР — техническое обслуживание и ремонт; БЦВМ — бортовая ЭВМ
523
34*
Таблица 18.2. Автоматизированные системы диагностирования
Система, разработчик, год эксплуатации Воздушное судно, двигатель Бортовая часть АСД: 1. Состав 2. Функции Наземная часть АСД: 1. Состав 2. Функции
1. AIDS, Hamilton Standard, 1971 В-747 ДС-10 А-300 А-310 1. Панель ввода полетных данных; блок управления данными; блок накопления данных; блок обработки; минивычислитель, цифровой самописец 1. IBM-360 — 65; блок преобразования полетных данных
2. AIDS, расширенный вариант, 1976 ,1Т9Д, CF6-50, CF6-80A A/komh:TWA KSSU, Lufthansa А-310 В-747 В-757 В-767 ЯВ-211, /Т9Д-7, CF6-80 2. 1 2. Выборочная регистрация на этапах полета на магнитной ленте (МЛ); регистрация превышения допусков на МЛ Дополнительное оборудование: цифропечатающее устройство по- летных данных (ЦПУ); кассетный накопитель; мультиплексор Печать в реальном времени данных о превышении допусков и стандартных выборочных данных; построение графиков данных за последние 5 полетов 2. 1. 2. Расчет запаса долговечности лопаток турбин; контроль малоцикловой усталости; контроль долгосрочных тенденций и прогноз характеристик; локализация неисправностей Использование дополнительной диагностической информации (спектральный анализ масла, визуальный осмотр сообщения экипажа и др.)
3. JEIS В-737 1. Мультиплексор; ЭВМ; эсплуата- —
(Integrated Engine Instr. System), General Electr., 1980 4. «Анализ— Ил-86, ционный регистратор с кассетным накопителем; дисплей с ЦПУ; указатель работ по техобслуживанию 2. То же, что и в AIDS. Дополнительно: регистрация и отображение на дисплее н бумаге результатов контроля —
86> МАП—МГА 1982 НК-86 1. Согласующее устройство; мультиплексор; цифровой регистратор; кассетный накопитель 2. Регистрация данных в течение всего полета 1. Устройство сопряжения с ЭВМ; ЭВМ ЕС-1045; база данных. 2. Допусковый контроль на всех этапах полета; анализ краткосрочных и долгосрочных тенденций; прогноз на 20 ч налета; контроль тягн; САУ, маслосистемы и вибросостояния; расчет запаса долговечности деталей турбины
525
Бортовая часть АСД включает: датчики параметров двигателя; согласующее устройство (мультиплексор) для преобразования сигналов в цифровую форму и последовательного опроса датчиков; центральный процессор для обработки и управления информацией на борту; блок хранения (кассетный накопитель) выборочных данных по этапам полета и данных о событиях, связанных с превышением любого из параметров своего допуска; дисплей в кабине экипажа для его информирования о превышении параметрами допустимых значений; печатающее устройство для выявления краткосрочных тенденций изменения характеристик двигателя.
Наземная часть представляет собой человеко-машинный комплекс, включающий: согласующее устройство кассетного накопителя данных с наземной ЭВМ; центральный процессор ЭВМ для решения предусмотренных диагностических задач и управления информативными массивами; база данных по всему парку двигателей в течение их жизненного цикла; печатающее устройство для представления выходных данных; операторы ЭВМ и специалисты службы диагностики для анализа выходной информации и принятия решения по результатам диагностирования.
ЛИТЕРАТУРА
1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: Справочник/Под ред. Э. Б. Булгакова.— М.: Машиностроение, 1981.—374 с.
2. Авиационные силовые установки///. Т. Домотенко, А. С. Кравец, А. И. Пугачев, Т.П. Сивашенко.— М.: Транспорт, 1970.—352 с.
3. Автоматика авиационных газотурбинных силовых установок/С. А. Гаевский, Ф. Н. Морозов, Ю. П. Тихомиров; под ред. А. В. Штоды.— М.: Воениздат, 1980.—247 с.
4. Акимов В. М. Основы надежности газотурбинных двигателей.— М.: Машиностроение, 1981.—207 с.
5. Аксенов А. Ф. Авиационные топлива, смазочные материалы и специальные жидкости.— М.: Транспорт, 1970.—255 с.
6. Ахмедзянов А. М., Дубровский И. Г., Тунаков А. П. Диагностика состояния ВРД по термогазодинамическим параметрам.— М.: Машиностроение, 1984.—216 с.
7. Бейзельман Р. Д., Цыпкин В. В., Перель Л. Я. Подшипники качения. Справочник.— М.: Машиностроение, 1975.—575 с.
8. Березовский Ю. И. и др. Детали машин.— М.: Машиностроение, 1983.— 384 с.
9. Бидерман В. Л. Теория механических колебаний.— М.: Высшая школа, 1980,—408 с.
10. Биргер И. А. Техническая диагностика.— М.: Машиностроение, 1978,—240 с.
11. Боли Б., Уэйнер Дж. Теория температурных напряжений.— М.: Мир, 1964,—517 с.
12. Большее Л. Н., Смирнов Н. В. Таблицы математической статистики.— М.г Наука, 1965.—464 с.
13. Бронштейн И. И. Семендяев К. А. Справочник по математике для инженеров и учашихся втузов.— М.: Наука, 1980.—976 с.
14. Вентцель Е. С. Исследование операций.— М.: Советское радио, 1972.—552 с.
15. Вибрации в технике: Справочник.— М.: Машиностроение. 1981, т. 6.—456 с.
16. Вибрации в технике: Справочник.— М.: Машиностроение, 1978, т. 1.— 352 с., 1980, т. 3,—544 с.
17. Гейтвуд Б. Е. Температурные напряжения применительно к самолетам, снарядам, турбинам и ядерным реакторам.— М.: ИЛ, 1959.—349 с.
18. Гнеденко Б. В., Беляев Ю. К-, Соловьев А. Д. Математические методы в теории надежности.— М.: Наука, 1965.—524 с.
19. Гнеденко Б. В. Курс теории вероятностей.— М.: Наука, 1969.—400 с.
20. Голего Н. Л., Алябьев А. Я-, Шевеля В. В. Фреттинг — коррозия металлов.— К-: Техника, 1974.—272 с.
21. Дейч М. Е., Самойлович Г. С- Основы аэродинамики осевых турбо-машин. М.: Машгиз, 1959.—428 с.
22. Демидович В. М. Исследование теплового режима подшипников ГТД.— М.: Машиностроение, 1978.—171 с.
23. Демьянушко И. В., Биргер И А. Расчет на прочность вращающихся дисков.— М.: Машиностроение, 1978.—247 с. (Б-ка расчетчика).
527
24. Динамика авиационных газотурбинных двигателей/Под ред. И. А. Биргера, Б. Ф. Шорра.— М.: Машиностроение, 1981.—232 с.
25. Дорошко С. М. Контроль и диагностирование технического состояния газотурбинных двигателей по вибрационным параметрам.— М.: Транспорт, 1984.—128 с.
26. Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Шипов Р. А. Бесконтактные измерения колебаний лопаток турбомашин.— М.: Машиностроение, 1977.—159 с.
27. Зенкевич О. К- Метод конечных элементов в технике.— М.: Мур, 1975.—541 с.
28. Иванов В. П. Колебания рабочих колес турбомашин.— М.: Машиностроение, 1983.—224 с.
29. Ильюшин А. А. Пластичность.— М.: Гостехиздат, 1948.—376 с.
30. История гражданской авиации СССР. Научно-популярный очерк/Под ред. Б. П. Бугаева.— М.: Воздушный транспорт, 1983.—376 с.
31. Казанджан П. К., Тихонов И. Д., Янко А. К- Теория авиационных двигателей.— М.: Машиностроение, 1983.—217 с.
32. Карасев В. А., Максимов В. П., Сидоренко М. К- Вибрационная диагностика газотурбинных двигателей.— М.: Машиностроение, 1978.—131 с.
33. Кинасошвили Р. С. Сопротивление материалов.— М.: Наука, 1975.—384 с.
34. Клячкин А. Л. Теория воздушно-реактивных двигателей.— М.: Машиностроение, 1969.—512 с.
35. Конструкционная прочность материалов и деталей ГТД/Под ред. И. А. Биргера, Б. Ф. Балашова.— М.: Машиностроение, 1981.—222 с.
36. Косточкин В. В. Надежность авиационных двигателей и силовых установок.— М.: Машиностроение, 1976.—248 с.
37. Кузнецов И. Д., Цейтлин В. И. Эквивалентные испытания газотурбинных двигателей.— М.: Машиностроение, 1976.—216 с.
38. Ловинский С. И., Линко Г. И., Анучкин Г. И. Конструкция и основы проектирования авиационных ГТД.— М.: Машиностроение, 1977.—320 с.
39. Лозицкий Л. П., Янко А. К, Лапшов В. Ф. Оценка технического состояния авиационных ГТД.— М.: Транспорт, 1982.—160 с.
40. Локай В. И., Максутова М. К-, Стрункин В. А. Газовые турбины двигателей летательных аппаратов.— М.: Машиностроение, 1979.—447 с.
41. Лыков А. В. Теория теплопроводности.— М.: Высшая школа. 1967.—599 с.
42. Любановский Е. В. Развитие газотурбинных двигателей самолетов гражданской авиации.— М.: Машиностроение, 1984.—328 с.
43. Масленников М. М., Шальман Ю. И. Авиационные газотурбинные двигатели.- - М.: Машиностроение, 1975.—576 с.
44. Механические передачи вертолетов///. Б. Бушмарин, П. П. Дементьев и др.— М.: Машиностроение, 1983.—120 с.
45. Несущая способность рабочих лопаток ГТД при вибрационных нагру-жениях/В. Т. Трощенко, В. В. Матвеев и др.— Киев: Наукова думка, 1981,—314 с.
46. Нечаев Ю. Н., Федоров Р. М. Теория авиационных газотурбинных двигателей, ч. 1.— М.: Машиностроение, 1977.—312 с.
47. Никитин Ю. М. Конструирование элементов деталей и узлов авиадвигателей.— М.: Машиностроение, 1968.—324 с.
48. Огибалов П. М., Грибанов В. Ф. Термоустойчивость пластин и оболочек.— Изд. Московск. ун-та, 1968.—520 с.
49. Павловский Н. И. Вспомогательные силовые установки самолетов.— М.: Транспорт, 1977.—240 с.
50. Паллей 3. С., Королев И. М., Ровинский Э. В- Конструция и прочность авиационных газотурбинных двигателей.— М.: Транспорт, 1967.—428 с.
51. Планетарные передачи: Справочиик/Под ред. В. Н. Кудрявцева.— Л.: Машиностроение, 1977.—532 с.
52. Пономарев Б. А. Настоящее и будущее авиационных двигателей.— М.: Воениздат, 1982.—240 с.
53. Прочность, устойчивость, колебания. Справочник в трех томах/Под ред. И. А. Биргера и Я- Г. Пановко.— М.: Машиностроение, 1968. Т. 1, 832 с. 528
54. Прочность, устойчивость, колебания. Справочник в трех томах/Под ред. И. А. Биргера, Я- Г. Пановко.— М.: Машиностроение, 1968. Т. Ill, 568 с.
55. Пчелкин Ю. М. Камеры сгорания газотурбинных двигателей.— М.: Машиностроение, 1984.—280 с.
56. Развитие авиационной науки и техники в СССР. Историко-технические очерки.— М.: Наука, 1980.—496 с.
57. Редукторы энергетических машин. Справочник.— Л.: Машиностроение, Ленингр. отд., 1985.—232 с.
58. Сидоренко М. К- Виброметрия газотурбинных двигателей — М.: Машиностроение, 1973.—224 с.
59. Сиротин Н. Н., Коровкин Ю. М. Техническая диагностика авиационных газотурбинных двигателей.— М.: Машиностроение, 1979.—272 с.
60. Скубачевский Г. С. Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей.—5-е изд., перераб. и доп.— М.: Машиностроение, 1981.—550 с.
61. Соболь И. М. Численные методы Монте-Карло. М.: Наука, 1973.—311 с.
62. Солохин Э. Л. Испытания авиационных воздушно-реактивных двигателей.— М.: Машиностроение, 1#75.—355 с.
63. Стечкин Б. С. Теория тепловых двигателей. Избранные труды.— М.: Наука, 1977.—410 с.
64. Теория двухконтурных турбореактивных двигателей / Под ред. д-ра техн, наук, проф. С. М. Шляхтенко, д-ра техн, наук, проф. В. А. Сосунова.— М.: Машиностроение, 1979.—432 с.
65. Термопрочность деталей машин. / Под ред. И. А. Биргера и Б. Ф. Шор-ра.— М.: Машиностроение, 1975.—455 с.
66. Тихонов В. И., Миронов М. А. Марковские процессы.— М/. Советское радио, 1977.- 488 с.
67. Тихонов В. И. Статистическая радиотехника.— М.: Радио и связь, 1982,—624 с.
68. Физические свойства сталей и сплавов, применяемых в энергетике. Справочник.— М.— Л.: Энергия, 1967.—240 с.
69. Химушин Ф. Ф. Жаропрочные стали и сплавы.— М.: Металлургия, 1969. 2-е изд.—752 с.
70. Хронин Д. В. Колебания в двигателях летательных аппаратов.— М.: Машиностроение, 1980.—296 с.
71. Черкасов Б. А. Автоматика и регулирование воздушно-реактивных двигателей.— М.: Машиностроение, 1974.—376 с.
72. Черкез А. Я. Инженерные расчеты газотурбинных двигателей методом малых отклонений.— М.: Машиностроение, 1975.—380 с.
73. Шерлыгин И. А., Шахвердов В. Г. Конструкция и эксплуатация авиационных газотурбинных двигателей.— М.: Машиностроение, 1969.—371 с.
74. Шульгин В. А., Гайсинский С. Я- Двухконтурные турбореактивные двигатели малошумных самолетов.— М.: Машиностроение, 1984.—168 с.
529
ОГЛАВЛЕНИЕ
ПРЕДИСЛОВИЕ 3
Часть. 1. КОНСТРУКЦИЯ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ... 4
Глава 1. Общие сведения о ГТД................................... 4
1.1. Краткая история создания отечественных авиационных ГТД . 4
1.2. Этапы развития, области применения и параметры ГТД . 10
1.3. Перспективы развития газотурбинных двигателей. . . .22
Глава 2. Конструктивные и силовые схемы ГТД . . .... 28
2.1. Конструктивные схемы двигателей . . 28
2.2. Усилия, действующие иа основные узлы двигателей......... 36
2.3. Силовые схемы роторов и корпусов ГТД. Узлы крепления двигателей к воздушному судну . . . . ... 47
Глава 3. Компрессоры ...... 57
3.1. Конструктивные компоновки осевых компрессоров........... 57
3.2. Роторы осевых компрессоров .... .......... 60
3.2.1. Конструктивные типы роторов ....................... 60
3.2.2. Рабочие лопатки и их крепление . . ... 67
3.3. Статоры осевых компрессоров........................... . 73
3.3.1. Направляющие аппараты............. ... 74
3.3.2. Корпусы направляющих аппаратов...................... 75
3.3.3. Входные направляющие и спрямляющие аппараты . . 79
3.3.4. Корпусы опор компрессоров.............. . . . 80
3.4. Уплотнения проточной части компрессора.................. 82
3.5. Вспомогательные системы и устройства осевых компрессоров 85
3.6. Центробежные компрессоры.............. ... 92
3.7. Особенности конструкции комбинированных компрессоров . . 95
3.8. Характерные неисправности компрессоров . 97
Глава 4. Камеры сгорания......................................... 100
4.1. Организация рабочего процесса в камере сгорания ........ юо
4.2. Конструктивные компоновки основных камер сгорания ... Ю2
4.3. Конструкция элементов камер сгорания.....................но
4.4. Меры борьбы с эмиссией вредных веществ в камерах сгорания 116
4.5. Характерные неисправности камер сгорания. .... цд
Глава 5. Газовые турбины . ..........120
5.1. Конструктивные компоновки осевых турбин . . [21
5.2. Роторы осевых турбин . . . . 123
5.2.1. Рабочие лопатки.................................... 124
5.2.2. Диски, валы и их соединения....................... . 131
5.3. Статоры осевых турбин.......... . 136
5.3.1. Сопловые аппараты . .......... ... 137
5.3.2. Корпусы............................................ 144
5.4. Газовые уплотнения проточной части .................. 148
530
5.5. Краткие сведения о конструкции центростремительных турбин . 151
5.6. Охлаждение турбин.................... . . . 152
5.7. Характерные неисправности турбин . . . 156
Глава 6. Выходные устройства...................................... 157
6.1. Нерегулируемые реактивные сопла . 157
6.2. Регулируемые реактивные сопла ... 160
6.3. Реверсивные устройства и девиаторы тяги ... 163
6.4. Шумоглушение ГТД ... 168
Глава 7. Опоры роторов. Соединительные муфты 173
7.1. Подшипники .173
7.2. Выбор подшипников....................................... 178
7.3. Конструкция элементов крепления подшипников в опорах . 180
7.4. Подвод масла к подшипникам............................... 186
7.5. Уплотнения опор роторов ................................ 187
7.6. Типичные неисправности подшипников опор . .192
7.7. Соединительные муфты . ... 193
Глава 8. Редукторы авиационных силовых установок и приводы агрегатов ГТД..................................................... 199
8.1. Общие сведения о редукторах . . . 199
8.2. Редукторы поршневых авиационных двигателей...............200
8.3. Редукторы ТВД ... .. 201
8.4. Редукторы вертолетов............................ . . 205
8.5. Конструкция основных элементов редукторов 208
8.6. Измерители крутящего момента .... 209
8.7. Основы расчета редукторов на прочность................... 212
8.8. Характерные повреждения зубчатых зацеплений редукторов в эксплуатации ... . ................ . . 214
8.9. Приводы агрегатов 215
Часть 2. СТАТИЧЕСКАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ ГТД
Г л а в а 9. Статическая прочность лопаток турбокомпрессоров.......221
9.1. Общие вопросы........................................... 221
9.2. Растяжение рабочих лопаток центробежными силами . 223
9.3. Изгиб рабочих лопаток газовыми и центробежными силами 229
9.3.1. Изгиб лопаток газовыми силами . . 229
9.3.2. Изгиб лопаток центробежными силами . 238
9.3.3. Разгрузка лопаток от напряжений изгиба .... . 241
9.4. Особенности расчета на изгиб неподвижных лопаточных ап паратов ................................................ . 244
9.5. Температурные напряжения в лопатках газовых турбин 247
9.6. Оценка прочности лопаток......................... . . 250
9.7. Прочность хвостовиков рабочих лопаток 257
Глава 10. Статическая прочность дисков.............................264
10.1. Анализ условий нагружения дисков и их схематизация . . . 264
10.2. Уравнения напряженного состояния диска. Граничные условия 267
10.3. Общие свойства напряженного состояния диска..............269
10.4. Методика расчета напряжений в диске произвольного профиля 271
10.5. Определение напряжений в диске с учетом неупругих деформаций ...................................................... 275
10.6. Особенности расчета напряжений в барабанно-дисковых конструкциях .........................................., . . 277
10.7. Особенности расчета напряжений в рабочих колесах Центробежных компрессоров и радиальных турбин .... . 279
10.8. Критерии и запасы прочности дисков...................... 281
531
Глава 11. Статическая прочность элементов роторов и корпусов ГТД 284
11.1. Прочность валов турбин.......................... . . 285
11.2. Прочность элементов соединений роторов и корпусов 290
11.3. Прочность и устойчивость оболочек . 296
Глава 12. Колебания и динамическая прочность рабочих колес ... 301
12.1. Общие замечания и некоторые теоретические положения ... 301
12.2. Собственные частоты и формы колебаний изолированных лопаток...................................... . . ’304
12.3. Собственные формы и частоты рабочих колес 315
12.4. Резонансные колебания рабочих колес..................... 331
12.5. Опасные резонансные колебания и борьба с ними 338
Глава 13. Поперечные вибрации двигателей и критические частоты вращения их роторов ........... 347
13.1. Динамика простейшего ротора............................. 347
13.2. Динамика и критические частоты вращения ротора с диском большого диаметра ... . . .... . 353
13.3. Критические частоты вращения роторов в системе ГТД . . . 365
13.4. Пути снижения поперечных вибраций двигателей. Их нормирование и контроль 376
ЧастьЗ. ОСНОВНЫЕ СИСТЕМЫ ГТД........................................387
Глава 14. Масляные системы......................................... 387
14.1. Общие вопросы . 387
14.2. Устройство маслосистем ..................... . . . 389
14.3. Типичные схемы циркуляционных маслосистем .............. 394
14.4. Агрегаты систем смазки и суфлирования .... . . 400
14.5. Возможные неисправности и контроль систем смазки в эксплуатации .... ......... . . 411
Глава 15. Системы топливопитания....................................418
15.1. Общие вопросы ... . . . 418
15.2. Устройство систем топливопитания и их типичные схемы . 420
15.3. Краткие сведения о системах управления подачей топлива в ГТД 428
15.4. Краткие сведения об основных агрегатах систем топливопитания 438
15.5. Характерные неисправности элементов систем топливопитания и некоторые способы их предупреждения . . . 445
Глава 16. Пусковые системы......................................... 448
16.1. Структура пусковых систем . .............. 449
16.2. Расчет пусковых систем . 453
16.3. Пусковые устройства......................................455
16.4. Механизмы соедииеиия пусковых устройств с ротором запускаемого двигателя .... . . . 460
16.5. Системы зажигания . .................. 463
16.6. Причины снижения надежности запуска ГТД 464
Часть 4. НАДЕЖНОСТЬ И КОНТРОЛЬ ТЕХНИЧЕСКОГО СОСТОЯНИЯ ГТД В ЭКСПЛУАТАЦИИ..............................................466
Глава 17. Надежность ГТД.....................................467
17.1. Показатели безотказности и долговечности ГТД............ 468
17.2. Влияние условий эксплуатации иа показатели безотказности двигателей.................................................... 471
17.3. Методы оценки вероятности безотказной работы ГТД ... 476
17.4. Виды ресурса ГТД и методы их установления ... . 482
17.5. Определение гамма-процентного ресурса двигателей . . . 486
17.6. Определение выработки ресурса ГТД в эксплуатации .... 496
532
в
Глава 18. Диагностика и контроль технического гост гтп эксплуатации .......... ояния ГТД
18.1. Задачи диагностики и контроля состояния двигателей 18.2. Диагностика ГТД по термогазодинамическим параметп 18.3. Диагностика двигателей по контролю состояния масла ” 18.4. Виброакустическая диагностика........
18.5. Методы визуального контроля и дефектоскопии 18.6. Автоматизированные системы диагностирования авиационных
ЛИТЕРАТУРА...............!...................
504
504
507
508
511
517
522
527
533
Издательство «Воздушный транспорт» готовит квыпуску в 1993 году следующие работы:
Соковиков Ю. Г. Применение вертолетов с авианесущих объектов базирования, объем 11,5 л.
Васильев В. С. Практическая аэродинамика вертолета, Ка-32, объем 12 л.
Старков Н. В. Вертолетовождение, объем 15 л.
Вахитов А. Ф., Железняк В. М. Вертолет Ми-26Т. Конструкция и эксплуатация, объем 25 л.
Лозовский В. Н., Савилов В. П. Повышение безотказности авиационной техники, объем 21 л.
Комаров А. А. Надежность воздушных судов, объем 20,0 а. л.
Павлов Н. К. Авиационный двигатель НК-86 и ВСУ-10. Конструкция и эксплуатация, объем 12 л.
Капустин Л. Н., Растопира П. Н. Конструкция и техническое обслуживание авиационного двигателя Д-36, объем 25 л.
Жаворонков В. П. Радиоэлектронное оборудование самолета Ту-154М, объем 12 л.
Блохин В. И., Баканов Е. А. и др. Основы авиационной техники и оборудование аэропортов, объем 15 л.
Гришкова В. Н. Электробытовое оборудование самолетов ГА, объем 10 л.
Бехтир В. П., Ржевский В. М., Ципенко В. Г. Практическая аэродинамика самолета Ту-154М, объем 14 л.
Здорик М. Ю., Распутиков А. С. Погода и условия полетов в горах, объем 20 л.
Баканов Е. А., Дербасов И. А., Лукьянов Ю. Д. и др. Справочник по ГСМ для специалистов гражданской авиации, объем 15 л.
Заявки на литературу в виде гарантийных писем направляйте по адресу: 103012, Москва, Старопанский пер., 5; издательство «Воздушный транспорт». Телефоны для справок: 928-20-20, 928-20-35.
535
Учебное издание
| Лозицкий Леонид Петрович [, Ветров Анатолий Николаевич,
Дорошко Сергей Михайлович, Иванов Вадим Петрович, Коняев Евгений Алексеевич.
КОНСТРУКЦИЯ И ПРОЧНОСТЬ АВИАЦИОННЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Свод. тем. пл. № 167
Редактор Н. А. Дубкова Художественный редактор В. В, Платонов Технический редактор И. В. Семичова Корректор Т. Г. Васильева
Сдано в набор 23.06.89. Подписано в печать 17.12.91. Формат 60X90/16. Бумага офсетная.
Гарнитура литературная. Фотонабор. Печать офсетная. Усл. печ. л. 33,5 + 0,22(2 вкл.) Усл. кр.-отт. 33,84. Уч.-изд. л. 36,16. Тнраж 2170. Заказ 4527. Изд. № 147.
Издательство «Воздушный транспорт». 103012. Москва, Старопанский пер., 5.
№ 12 ВС
536