/
Author: Лозицкий Л.П. Ветров А.Н. Дорошко С.М. Иванов В.П. Коняев Е.А.
Tags: авиация и космонавтика летательные аппараты ракетная техника космическая техника воздушный транспорт авиация и воздушные соединения воздушные линии и аэропорты газотурбинные двигатели сопротивление материалов авиатехника прочность авиационные двигатели
Year: 1992
Text
МИНИСТЕРСТВО ГРАЖДАНСКИЙ АВИАЦИИ СССР
Ш. П. ЛОЗЙЦКИЙ1 А. Н. ВЕТРОВ,
С. М. ДОРОШКО, В. П. ИВАНОВ, Е. А. КОНЯЕВ.
КОНСТРУКЦИЯ
И ПРОЧНОСТЬ
АВИАЦИОННЫ X
ГАЗОТУРБИННЫ X
ДВИГАТЕЛЕЙ
Допущено Управлением
учебных заведений МГА
в качестве учебника
для студентов
высших учебных заведений
гражданской авиации
МЬСКВА «ВОЗДУШНЫЙ ТРАНСПОРТ» 1992
Под обшей редакцией
доктора технических наук,
профессора Л.П. ЛОЗИЦКОГО |
ББК 39.55
К65
УДК 629.735.036.02(075.8)
Авторы: Л. П. Лозицкий , А. Н. Ветров, С. М. Дорошко,
В. Г1. Иванов, В. А. Коняев.
Рецензенты:
Генеральный конструктор, академик АН СССР Н. Д. Кузнецов;
начальник кафедры НАС 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 конструк¬
ций авиационных газотурбинных двигателей, основы их прочности и дина¬
мики; дано описание систем и их агрегатов, обеспечивающих функ¬
ционирование ГТД; рассмотрены вопросы надежности и контроля техни¬
ческого состояния двигателей в эксплуатации.
Учебник предназначен для студентов авиационных вузов, обучающих¬
ся по специальности «Эксплуатация летательных аппаратов и двигателей»,
а также будет полезен работникам транспортной авиации, деятельность
которых связана с вопросами эксплуатации и ремонта газотурбинных дви¬
гателей.
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 зре¬
ния 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 возникнове¬
ния в эксплуатации.
Вторая часть посвящена описанию используемых методов
обеспечения статической и динамической прочности ГТД (глав¬
ным образом, расчетных), знание которых необходимо для ана¬
лиза эксплуатационных неисправностей и отказов двигателей
прочностного характера.
Часть третья содержит описание устройства и работы масля¬
ной, топливной, пусковой систем и их агрегатов, а также вклю¬
чает анализ возможных неисправностей данных систем.
В четвертой части рассмотрены вопросы надежности и конт¬
роля технического состояния двигателей в эксплуатации, которые
могут быть полезны не только для обучения студентов, но и в
практической деятельности специалистов по техническому обслу¬
живанию 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 авиа¬
ции, доктору технических наук, профессору Б. А. Соловьеву за
ценные замечания и советы, сделанные при рецензировании
рукописи учебника. Они искренне благодарны также специа¬
листам ЦИАМ им. П. И. Баранова, оказавшим своими замеча¬
ниями большую квалифицированную помощь при подготовке
рукописи к изданию.
з
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, предназначен¬
ного для дирижабля. В 1867 г. Н. Телешов изобрел двигатель
«Теплородный духомет», содержащий все основные части сов¬
ременного ВРД.
Первый работающий турбинный двигатель создан в России в
конце XIX века. В период с 1886 по 1892 гг. инженер П. Д. Кузь¬
минский 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 тур¬
бину 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. запатен¬
тован «Аппарат для получения пульсирующей струи газа значи¬
тельной скорости вследствие периодических взрывов горючей
смеси». Во время второй мировой войны в Германии были по¬
строены пульсирующие ВРД, устанавливаемые на самолетах-
снарядах (ФАУ-1) и работающие по предложенной В. В. Ка¬
раводиным схеме.
В 1909 г. Н. В. Герасимов получил патент на двигатель,
имеющий все основные элементы современного турбореактивного
двигателя (ТРД). Схему турбовинтового двигателя (ТВД), в ко¬
тором 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 реактив¬
ных двигателей, использующих в качестве рабочего тела окру¬
4
жающую среду, принадлежат «отцу русской авиации» профес¬
сору 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 реак¬
ции вытекающей воды» (1908 г.) Н. Е. Жуковский определил
силу реакции и КПД реактивного двигателя. Работы Н. Е. Жу¬
ковского по вихревой теории гребных винтов и осевых вентилято¬
ров (1912—1918 гг.) легли в основу теории лопаточных машин.
Опубликованная в 1929 г. статья Б. С. Стечкина «Теория воз¬
душных 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 деятель¬
ность 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) нача¬
ла 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. Ува¬
ров, который специализировался в области исследования рабо¬
чего 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 иссле¬
дований газовых турбин в монографии, которая в мировой техни¬
ческой литературе стала одной из первых фундаментальных работ
по теории газовых турбин.
В 1935 г. А. М. Люлька ( воспитанник Киевского политех¬
нического института, впоследствии известный советский авиакон¬
структор) разработал проект ТРД с двухступенчатым центро¬
бежным компрессором, а в 1937 г. впервые предложил и за¬
патентовал 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 фа¬
шистской Германии не позволило завершить его испытания.
Для форсированной перестройки авиационной промышленно¬
сти страны на 'серийный выпуск газотурбинных двигателей Со¬
ветское 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 уста1-
новлен на фронтовых истребителях и бомбардировщиках вза¬
мен 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, создан¬
ный 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 кон¬
струкции 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 дока¬
зал преимущества ТРД с осевым компрессором перед ТРД
с центробежным компрессором. Он обеспечил возможность соз¬
дания первого в СССР серийного сверхзвукового истребителя
МИГ-19 (1954 г.) с максимальной скоростью полета 1450 км/ч.
Двухвальный ТРДФ с осевым компрессором Р11Ф-300 конструк¬
ции С. К. Туманского, на котором достигнута весьма высокая
степень форсирования тяги, был применен на сверхзвуковых ист¬
ребителях 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 ме¬
ры по созданию новых ГТД с большой тягой и низким удельным
расходом топлива для дальних бомбардировщиков и самолетов
гражданской авиации. Конструкторским коллективом под руко¬
водством А. А. Микулина еще в 1946—1947 гг. создано несколь¬
ко 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, вышед¬
шим на воздушные трассы в 1956 г.
Самолеты иностранных фирм, подобные Ту-104, вышли на
авиалинии гораздо позже: «Боинг-707» (США) и «Комета» (Анг¬
лия)— 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 самоле¬
тов. 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 (взлет¬
ная мощность более 11000 кВт, удельный расход топлива
0,28 кг/кВт-ч). Двигателями НК-12МВ вначале оборудовали
пассажирский самолет Ту-114, а позднее — транспортный само¬
лет Ан-22, «Антей», на котором в октябре 1967 г. был поднят
самый большой для того времени груз (более 100 т на высот\
7848 м).
ТВД АИ-20 конструкции А. Г. Ивченко, заложенный в опыт¬
ное 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 эк¬
земпляры до 6000... 8000 ч) и высокую безотказность, достигаю¬
щую уровня лучших мировых образцов ГТД данного класса. На
базе двигателя АИ-20 конструкторским коллективом, руководи¬
мым А. Г. Ивченко, создан ТВД АИ-24. имеющий примерно в 1,7
раза меньшую мощность и установленный на самолет Ан-24, ко¬
торый до настоящего времени выполняет основной объем пас¬
сажирских 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 конструктор¬
ским коллективом, возглавляемым И. А. Соловьевым, построены
ТРДД Д-30, Д-30К.П и Д-ЗОКУ, установленные на широко изве¬
стные самолеты Ту-134, Ил-76 и Ил-62М.
Коллективом генерального конструктора Н. Д. Кузнецова в
60-х годах разработаны и построены оригинальные ТРДД семей¬
ства НК-8, примененные на скоростных пассажирских самолетах
Ил-62 и Ту-154, а позже создан ТРДДФ НК-144 для сверх¬
звукового пассажирского самолета Ту-144 и выпущен высоко¬
надежный двухконтурный двигатель НК-86, работающий на пер¬
вом 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 об¬
разцов современных ГТД данного класса.
Двигатель Д-36 был всесторонне исследован как модель
построенного позже крупного ТРДД Д-18Т с тягой 230 кН. Са¬
мый большой для своего времени самолет Ан-124, «Руслан»,
оснащенный четырьмя двигателями Д-18Т, в августе 1985 г. уста¬
новил мировой рекорд грузоподъемности, подняв груз массой бо¬
лее 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, по¬
строенными на базе газогенератора ТРДД Д-20П. Такие же
двигатели были установлены позже на почти в 2 раза более
грузоподъемный вертолет Ми-10 («летающий кран»). Вертолет¬
ные ГТД малой и средней мощности (ГТД-350 и ТВ2-117) созда¬
ны 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 грузоподъем¬
ность 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 приведе¬
ны в табл. 1.1.
Крупнейшие авиадвигателестроительные фирмы (корпора¬
ции) капиталистических стран, такие как «Роллс-Ройс» (Анг¬
лия), «Дженерал Электрик» и «Пратт-Уитни» (США), SNEKMA
(Франция) и другие также добились значительных успехов в со¬
здании ГТД различного назначения, для которых был найден
ряд оригинальных конструктивно-технологических решений. Осо¬
бенно следует отметить созданные этими фирмами в 70-х годах
семейства ТРДД с большой степенью двухконтурности типа
RB2W («Роллс-Ройс»), CF6 («Дженерал Электрик»), JT9D
(«Пратт-Уитни»), CFM.56 (SNEKMA— «Дженерал Электрик»)
и другие, предназначенные для широкофюзеляжных пассажир¬
ских самолетов-аэробусов. В последние годы за рубежом исполь¬
зуют эффективную методологию разработки новых газотурбин¬
ных двигателей.
Плодотворная работа авиапромышленности была бы невоз¬
можной без непрерывной подготовки для нее новых квалифици¬
рованных 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
вы¬
пус¬
ка
Взлет-
ная
масса, т
М а кс и маль-
на я коммер
ческая
нагрузка
Крей¬
сер¬
ская
ско¬
рость,
км/ч
Даль¬
ность
полета с
макси¬
мальной
коммер¬
ческой
нагруз¬
кой, км
Двигатели
(тип, марка,
количество, тяга
или мощность)
ЧИСЛО
пас¬
сажи¬
ров
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, 4Х1Ю00
кВт
Ан-24
1959
21
50
5,5
450
650
АИ-24, 2X1875 кВт
Ан-22
1965
250
—
80
650
5000
НК-12МВ, 4ХП000
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, 2X^100 кВт
—
В области теории лопаточных машин и ГТД в целом основу
учебной литературы составили труды Б. С. Стечкина, Н. В. Ино¬
земцева, К- В. Холщевникова, И. И. Кулагина, М. М. Мас¬
ленникова, Т. М. Мелькумова, В. В. Уварова, Г. С. Жирицкого,
9
Ю. Н. Нечаева, П. К- Казанджана, Р. М. Федорова, А. Н. Го¬
ворова, 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. Черкасо¬
вым, 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 разрабо¬
таны на базе фундаментальных исследований Р. С. Кинасошви-
ли, С. В. Серенсена, И. А. Биргера, Б. Ф. Шорра и многих дру¬
гих ученых.
Фундаментальные учебники по курсу конструкции авиацион¬
ных ГТД, обеспечивавшие подготовку инженерных кадров для
промышленности, военной и гражданской авиации, разработали
авторские коллективы под руководством А. В. Штоды, Я. С. Ад¬
рианова, 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 принци¬
пиальному улучшению характеристик двигателей. Например, уве¬
личение грузоподъемности, скорости, дальности и высоты полета
воздушных судов достигнуто, главным образом, за счет сущест¬
венного повышения мощности или тяги двигателей при одновре¬
менном снижении их удельных параметров (т. е. параметров, от¬
несенных к единице мощности или тяги): удельного расхода топ¬
лива, удельного веса и удельных габаритных размеров, оказы¬
вающих 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 авиапро¬
мышленности их мощность удалось увеличить от 40...80 до
1500.. .2000 кВт, а удельную массу (отношение массы конструк¬
ции 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 потребова¬
лось резкое увеличение мощности силовой установки из-за
Ю
существенного снижения в области высоких дозвуковых скоро¬
стей 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, вызы¬
вающим появление дополнительных аэродинамических сопротив¬
лений.
Главное препятствие на пути наращивания мощности пор¬
шневых 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 герметиза¬
ции цилиндров в тактах сжатия и рабочего хода крайне ограни¬
чивает размеры проходных сечений впускных и выпускных клапа¬
нов в тактах наполнения и выхлопа. Это приводит к резкому воз¬
растанию гидравлических сопротивлений каналов впуска и вы¬
пуска при увеличении потребного расхода воздуха (за счет роста
скорости его движения) и, как следствие, к падению КПД двига¬
теля. Стремление повысить расход воздуха увеличением рабочего
объема цилиндров, максимальной скорости поршней, размеров
впускных и выпускных клапанов и их максимального хода вызы¬
вало недопустимое увеличение веса двигателя, главным образом,
из-за необходимости применения в его механизмах массивных де¬
талей, обладающих достаточным сопротивлением прогрессивно
возрастающим динамическим нагрузкам.
По вышеуказанным причинам поршневые двигатели не могли
обеспечить дальнейшее развитие авиации вследствие неразреши¬
мости противоречий между ограниченными возможностями по
наращиванию их мощности и требованиями к увеличению ско¬
рости полета. В количественном эволюционном развитии они
подошли к пределу своих возможностей, поэтому для дальнейше¬
го совершенствования воздушных судов потребовался качествен¬
ный 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 турбо¬
реактивный двигатель, который совместил в себе функции гене¬
ратора мощности и движителя, отрицая воздушный винт как
движитель, имеющий ограниченные скоростные возможности.
Скорости истечения газа из сопла ТРД в несколько раз превы¬
шают скорости воздушных масс, отбрасываемых винтом. Его
тяговый КПД непрерывно возрастает с увеличением скорости
II
полета, достигая единицы при ее приближении к скорости исте¬
чения 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 реали¬
зовать в его проточной части высокие скорости газовоздушного
потока и существенно повысить таким путем интенсивность газо¬
динамических процессов в единице объема рабочего тела по
сравнению с поршневым двигателем. Характерный для ТРД
классической схемы подвод тепла к рабочему телу при постоян¬
ном давлении обеспечивает возможность использования в рабо¬
чем процессе непрерывного потока и открытых проходных сече¬
ний проточной части, что не препятствует увеличению расхода
воздуха до значений, в десятки раз превышающих достигнутые
в наиболее мощных поршневых двигателях. Поскольку пропор¬
ционально 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 возраста¬
нии веса конструкции. Удельный вес ТРД (отношение силы тя¬
жести сухой массы двигателя к стендовой взлетной тяге) уда¬
лось 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 ско¬
рости полета. Тем не менее, ТРД обеспечили существенный ска¬
чок в приросте скорости по сравнению с поршневыми двигате¬
лями, доведя ее до околозвуковых величин (900...1000 км/ч).
В процессе эволюционного развития, протекающего, в основ¬
ном, по пути увеличения температуры газа перед турбиной 7^-
и степени повышения давления воздуха в компрессоре пк, появи¬
лись труднопреодолимые недостатки турбореактивных двигате¬
лей, сильно ограничившие их применение на самолетах граждан¬
ской 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 высокоско¬
ростном 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 воздуш¬
ный винт путем разгона до относительно невысоких скоростей
дополнительной, намного большей массы воздуха, не участвую¬
щей 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 увеличе¬
ния 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 сравне¬
нию 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 эко¬
номичность 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 мас¬
су собственной конструкции, они потребовали существенного
утяжеления конструкции самолета из-за необходимости разме¬
щения большого запаса топлива на полет.
Таким образом, возникло противоречие между требованием к
обеспечению большой дальности полета самолетов и ограничен¬
ной возможностью ТРД для осуществления этого требования,
обусловленной их низкой топливной экономичностью. Работая
над разрешением этого противоречия, конструкторы освоили
производство принципиально нового типа ГТД второго поколе¬
ния — турбовинтового двигателя. Как тепловая машина ТВД
использует тот же рабочий процесс, что и ТРД, но не обладает
функциями движителя, выполняя аналогично поршневому двига¬
телю, 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 высо¬
ком уровне развития, так как турбовинтовой двигатель не имеет
таких жестких весовых ограничений по мощности, как поршне¬
вой. 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 сущест¬
венного (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 эконо¬
мичности, характерной для силовых установок с воздушным вин¬
том. 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 пассажир¬
ских самолетов, обеспечив для них наименьшие значения расхода
топлива на единицу транспортной работы. Поэтому можно без
преувеличения утверждать, что турбовинтовые двигатели поло¬
жили начало развитию гражданской авиации как рентабельного
вида транспорта.
Разработанные ТВД послужили основой для создания вер¬
толетных ГТД, выполняемых, как правило, без встроенного ре¬
дуктора и с расположенной на отдельном валу свободной (сило¬
вой) турбиной, используемой для привода несущего винта через
выносной редуктор. Такие ГТД получили название турбовальных
двигателей со свободной турбиной (ТВлД). Замена ими поршне¬
вых двигателей позволила существенно повысить мощность вер¬
толетных силовых установок при незначительном увеличении их
массы и увеличить за счет этого грузоподъемность вертолетов.
В процессе совершенствования ТВД, осуществляемого, глав¬
ным образом, путем увеличения Тр, пк и окружных скоростей в
лопаточных машинах, вновь возникло противоречие между необ¬
ходимостью дальнейшего повышения скорости полета и ограни¬
ченными скоростными возможностями воздушного винта, обус¬
ловленными резким падением КПД вследствие роста потерь в
местных скачках уплотнения на концах лопастей. Для разреше¬
ния этого противоречия на данном этапе развития были созданы
ГТД качественно нового типа — турбореактивные двухконтурные
двигатели, занимающие по принципу создания тяги промежуточ¬
ное положение между ТРД и ТВД. Роль движителя в двухкон¬
турных двигателях частично стал выполнять вентилятор относи¬
тельно небольшого диаметра, отрицая воздушный винт и прибли¬
жая 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 полу¬
чен 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 умень¬
шения 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 зна¬
чений удв = 0,21...0,25, главным образом за счет широкого приме¬
нения в конструкции легких и прочных материалов (в частности,
титановых сплавов).
Благодаря своим положительным качествам ТРДД за корот¬
кое время превратились в 60-х годах в наиболее распространен¬
ный тип ГТД третьего поколения. При их развитии были достиг¬
нуты наиболее важные результаты в области совершенствования
газогенераторов, которые могут быть использованы для любых
других типов ГТД. Освоены конструкции двухкаскадных комп¬
рессоров, позволившие увеличить суммарную степень повышения
давления до значений Лд2=16...20 и обеспечить расширение
диапазона устойчивой работы. Созданы компактные камеры сго¬
рания с высокой теплонапряженностью. Разработаны эффектив¬
ные способы охлаждения турбин, обеспечившие повышение мак¬
симальной температуры газа до Т*г= 1300... 1450 К. Применены
новые материалы и технологические процессы, благодаря кото¬
рым удалось получить малые значения удельного веса газогене¬
раторов, 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 че¬
го самолеты с двухконтурными двигателями, хотя и располагали
повышенной транспортной производительностью (за счет приро¬
ста скорости), по топливной экономичности уступали самолетам
с ТВД. Основная причина низкой экономичности ТРДД состояла
в том, что конструкторы, стремясь не допустить сильного увели¬
чения диаметральных габаритов и массы конструкции, выполня¬
ли 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 обес¬
печивали существенного (по сравнению с ТРД) снижения удель¬
ного расхода топлива при малых скоростях полета.
По мере накопления опыта проектирования ГТД появилась
возможность создания газогенераторов, надежно работающих
при Т”г= 1500... 1650 К, Лд=20...30, и высоконагруженных одно¬
ступенчатых вентиляторов со сверхзвуковым обтеканием лопаток
(лв = 1,4...1,6), что позволило повысить степень двухконтурно¬
сти 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 благода¬
ря широкому применению двух- и трехвальных схем, повышению
КПД узлов конструктивными мероприятиями, использованию
конвективно-пленочного охлаждения лопаток турбин, дальней¬
шему совершенствованию материалов и технологических процес¬
сов и т. п. Высокоэкономичные ТРДД с большой степенью двух;
контурности для периода 70-х и начала 80-х годов стали основ¬
ным типом ГТД четвертого поколения для дозвуковых транс¬
портных самолетов. Сохранив скорость полета на уровне, харак¬
терном 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 двухконтур¬
ности для них помимо задач повышения интенсивности рабочего
процесса, КПД узлов и снижения веса конструкции были решены
важные задачи экологического характера — снижены уровни шу¬
ма и эмиссии токсичных веществ, а также существенно увеличен
ресурс при сохранении высокой безотказности, уменьшены зат¬
раты на техническое обслуживание и ремонт за счет повышения
контролепригодности, ремонтопригодности и внедрения прогрес¬
сивной системы обслуживания по техническому состоянию.
Дальнейшее развитие ГТД для самолетов гражданской авиа¬
ции протекает, в основном, по пути улучшения их топливной эко¬
номичности. Резервы для этого есть, в частности потому, что
существующие ТРДД с большой степенью двухконтурности еще
не достигли-уровня ТВД по удельному расходу топлива. Ради¬
кальным средством уменьшения удельного расхода топлива
ТРДД является дальнейшее увеличение степени двухконтурно¬
сти, которое, однако, в рамках их схемы может привести к зна¬
чительному возрастанию удельного веса, что недопустимо. По¬
этому 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,
ял) 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 улуч¬
шая топливную экономичность ТВД. С освоением данной схемы
будет завершен второй виток спирали развития силовых устано¬
вок дозвуковых самолетов, утверждающий их на новом, значи¬
тельно более высоком техническом уровне в полном соответст¬
вии 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. удель¬
ной тяги ТРД. Однако высокие температуры газа перед турби¬
ной 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 возможностя¬
ми 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 стар¬
товую 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 (Мя=2,0...3,5) с
помощью форсажной камеры достигнуто увеличение тяги двига¬
теля 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 ско¬
ростных самолетов.
Сгорание топлива в форсажной камере происходит недоста¬
точно 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 сни-.
жению топливной экономичности ТРДФ, особенно на старте и
при малых скоростях полета, когда тяговый /ЮПД двигателя
близок к нулю. „ Включение форсажной камер^Двщювождается,
по указанным причинам, увеличением удельн^^/р^дода топлива
на старте примерно в два раза.
2 Зак. 4527
17
Повышенный расход топлива ТРДФ сильно ограничивал
дальность полета сверхзвуковых самолетов, поэтому на следую¬
щем этапе развития (в третьем поколении ГТД) получили при¬
менение более экономичные двигатели (ТРДДФ), созданные на
базе ТРДД с малой степенью двухконтурности (т=0,5...1,0).
В четвертом поколении ГТД ТРДДФ заняли ведущее поло¬
жение в сверхзвуковой авиации благодаря лучшей (по сравне¬
нию с ТРДФ) топливной экономичности, достигнутой за счет
высоких параметров цикла (Т*г= 1550... 1650 К, Яд.=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
7ИЯ=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 исполь¬
зование (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 преимуществен¬
ным назначением, типами двигателей, уровнями параметров
цикла, конструктивным совершенством компрессора и турбины,
а также применяемыми материалами и технологическими процес¬
сами. Для каждого поколения свойственно качественное (скачко¬
образное) изменение комплекса признаков, поэтому даже очень
удачные образцы двигателей предшествующих поколений, не¬
смотря на долгую эксплуатацию и существенное улучшение пара¬
метров в их последующих модификациях, уступают по эффектив¬
ности образцам новых поколений.
Значения удельных параметров ГТД различных поколений
приведены в табл. 1.3. В этой таблице даны величины удельной
тяги Рул и мощности Ауд, 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 взлет¬
ному 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 тул (отношение сухой массы к взлетной эквива¬
лентной или эффективной мощности), а для ТРД и ТРДД —
удельный вес уле, 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
«=*
£ ,
го I
*> О
X о
о о
О) —
fS
о е:
<D CD С
га <и t
*3 С С
*
га
О S
; о |
I С— с>
: ою
, со —
о —«
; g II
' о*1-
' Ots ЧзС
1 о 03 О
U Ь Ю
О ГО СЧ
со о-—.
а: га
= 4 ^
CD X
CD О ЬЙ О
Н _ О Ю
>з S Н тГ
а 2 я ' '
ш g g I
“ £
к ic S CO
ГО (U "■"*
га со s II
ft з: ж II
M о ф *s-
O « e[ X-
о
VO
о
: О.Ю
^ **<
X £
о;
*=t 3
га s
lS ^35
: dc X Д
cd ra « -7
- c s- о
. ra ro ro *
a:
rax
■ c >» И
i s а га **<
: S ra et £
I ^
I ч ;
•*=i n
ra ro
sc ж
о о
гагою.
« ^ •
х о
х .
ш га о со '
^ О —'С—
- С-1
*Х ^ *-'<в
О X
со Н
ф »х =х СХ
П s 2(-'
О х х —■
е
ч
ч
а
н
ч
ч
a
s-
1111
ю
ю
CN
|
т
ю
о
о
СО
CN __
О
CN
V V
о
со
I
о
д
н
CD
с:
X
н
ГП W
. и
®к
<D
2а~ч
UU ь
Чи ^ ;т о
Ьо
•<1И «N 1“<
§ "
9 =
СО
Й?*-а
£ аЕйн
U3£ *
л , *U .
о I «
9 — ш~ю
о о га v
2 9 £-9 га ~
§449S £
Йа »< * i=
s£'
Й
а
н
CQ
f->
£2*0
ogN
CQ ‘
* "
-чоЭ:
•а^£2
UgSg
Ut-s
w ^cx ..
IV -CT-4
<<' Ю rO CD
4^go
CX x
.. '
d СГ
cx а
f— H
cx
и
и
и
<
э
и
оо
ю
к
о га о7
tN
' ч и
5 £и
ei * СО
-7 д ю
K/^XOi
ТнЧ
ч *3
СО CQ
Н (-
; OJ со га
К. го
^ Е-
гх го
1 Ю <D -Н
1 СЧ С £ч V
^ U со
« ..
; - Л <
°9 »х ;сд
►чХ (Т) (х 1—1
'-=rS >.SU
DC Дн X cr 4—'
X О и
. га9 '«<
' I go g
О- еч О <и
§42g
о;
ю
5<
*3
"2
сх
п о
и ь-
е
д
сх
н
а
X rf DC
X StJ- S
^ я; к j *-
CO 5^3
СО ^-Лн
tx e ^
g
cx
H
. <
Д
HU
о
C
O CN
, X Ю
■ 1 -T
CO t-
И _ I
О) ю CC>
Zh ^ H
О <J>
о о
. X CD
= 1 ^2
S u I
(J) CO 00
— Ю Ю
о о
о о
к г-~
сг>
0)ON
— CD CD
а> а>
2*
id
Окончание табл. 1.2
20
Таблица 1.3. Удельные параметры ГТД различных поколений
со
00
h~
ю
со
см
Т—1
-
о
о
о
CD
ей
I
1
см
1
LO
_|
о"
см
-о
о
о
о
, ч
ю ^
1,
см
СО
to
ОО СО
см
СО т}*
со
см
см
— см
— см
О
о'
о"
CD
о о
о"
о о
ч
I
1
1
1
1 1
1
1 1
СМ
со
СО
СЕ
ю см
СО
ю —
см
см
— см
см см
о"
о"
о'
о"
©г о
о
^сГ
■—'
о
со
1C
со
см
rf*
со
TJ*
со
со
о“*
о"
о'
о
о “
ЕЙ
1
Ю
1
1C
1
1
СЕ
СО
см
со
см
о
о
о'
o'
S* ь.
н
CQ
-0,47
©
1
0,38
СЕ
см
o'
j
1
1
о
Р*
г^
СО
Г--
см
1
СО
CM
о"
о
о'
о"
оо
со
CL4 (_
Ej “
ч-Н
сГ
j
об
о
о
1
о
СО
о"
о
о
-
«о
00
U0
см
—
гч1
см_ 0
оо
о
оо
о
Oj £
«Ч С—
К
o'
1
о'
1
о
1
Yf
о
1
т1
о
ЕГ
с»
00
°°00
о
1 о
о
со
°1.1П
о
о
°о"
о'
о о
о
о о
о
о
o'
о
о
о
о
о
4t<
см
to
S н
и
т
см
см
CM
1
^га
Ей
1
о
1
о
1
о
1
о
о
г-
о
“
см
о
о
о
ю
§8
о
§8
о
LO
°§.
5 "
оГд:
и
ЕЙ
о
1
h~
1
2 о-
1 1
со
1
2 «о
1 1
оо
1
_ «о
1 I-
о
о
009
900-
(600
о
о
950-
(500
250
850-
(500
с г
к
н В
»=5
О
©
f-
©
ч
сг[
ч
сг[
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
ч
а
CQ
а
а
ей
а
а
га
га
га
га
н
н
Н
Н
н
ь
н
н
н
ь
н
По-
ко-
ле-
ния
-
III
IV
21
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 дозву¬
ковых и околозвуковых скоростях целесообразно применять
ТРДД. Высокотемпературные ТРД могут обеспечить малые
сверхзвуковые скорости (до Мя=2,0) при высотах полета
около 20 км. Полеты при скоростях, соответствующих Мя=
=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 транс¬
портной авиации, по мнению специалистов, будут социально¬
психологический и экономический факторы.
Социально-психологический фактор объединяет такие требо¬
вания, как гарантия безопасности полетов, сокращение времени
передвижения, комфорт, минимальное воздействие на окружа¬
ющую среду и др.
22
Экономический фактор содержит в себе стремление к сниже¬
нию себестоимости перевозок, росту эффективности использова¬
ния воздушных судов, уменьшению эксплуатационных затрат
и т. п. Роль двигателей здесь весьма велика, так как, например,
доля расходов на эксплуатацию современных широкофюзеляж¬
ных 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 двига¬
телей меньшей тяги.
Указанные факторы выдвигают конкретные требования к
газотурбинным двигателям и определяют направления их даль¬
нейшего развития, основными из которых являются:
— интенсификация рабочего процесса, в основном, путем уве¬
личения 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 пока¬
зателям надежности на основе совершенствования методов
проектирования, применения новых высокопрочных и легких
материалов, а также использования высокоэффективных техно¬
логических процессов при производстве двигателей;
— разработка принципиально новых схем двигателей, качест¬
венно 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 безо¬
пасности 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 термо¬
динамического цикла Брайтона (с подводом тепла при постоян¬
ном давлении) возрастают при увеличении максимальной темпе¬
ратуры газа и степени повышения давления.
Максимально возможного значения температура газа в ГТД
может достигнуть в результате горения стехиометрической
топливовоздушной смеси, т. е. смеси, соответствующей коэффи¬
циенту 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, т> 10) и минимум
его удельного расхода топлива могут быть получены при очень
высоких значениях степени повышения давления воздуха
("*к>80) [42].
Несмотря на устойчивую тенденцию к повышению параметров
Тр и лк (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 труднос¬
тями обеспечения достаточной прочности и надежности элемен¬
тов горячей части ГТД и, главным образом, узла турбины.
Используемое в настоящее время воздушное охлаждение турбин
для стехиометрических двигателей будет малоэффективно, так
как при больших (более 60) подогрев воздуха в компрессоре
за счет сжатия происходит до весьма высоких температур (до
1000 К и выше).
Кардинальное решение проблемы охлаждения стехиометри¬
ческих ГТД возможно, по-видимому, двумя путями: с одной сто¬
роны, разработкой и применением для деталей турбин не требу¬
ющих 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 указан¬
ных 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 дальней¬
шим увеличением окружных скоростей ротора, осевых и перенос¬
ных 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 про¬
филей 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 характерис¬
тиками.
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 кон¬
цами рабочих лопаток и корпусом, например, изменением
тепловых деформаций корпуса или применением подвижных эле¬
ментов уплотнений. При яЛо>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 целесо¬
образно применять расположенную 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 неравно¬
мерности распределения температуры газа на выходе. С увеличе¬
нием температуры газа и приближением ее к стехиометрической
необходима разработка простых и надежных способов управле¬
ния 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 локаль¬
ных коэффициентов избытка воздуха (а>1,25 вместо а<1),
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 существен¬
ное снижение эмиссии окислов азота и канцерогенных веществ
путем подвода в камеру сгорания небольшого количества водо¬
рода (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 внутрен¬
них стенок жаровой трубы тонкой водяной пленкой обеспечивает
существенный эффект охлаждения при небольших расходах
воды. Рассматривают также возможность охлаждения стенок
выпотеваниемг Наибольший эффект может обеспечить, по-види¬
мому, разработка и применение для жаровых труб высокожаро¬
прочных керамических материалов, не требующих охлаждения.
25
Создание стехиометрических газогенераторов с высоким
эффективным КПД (i>;>0,5) позволит уменьшить удельный
расход топлива ГТД различных типов примерно на одну треть и
существенно снизить удельный вес двигателей. В стехиометри¬
ческих 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 отрица¬
ния), 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 (УИЯ==0,8; /7=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 одноступен¬
чатым сверхзвуковым вентилятором (со степенью повышения
давления л* = 1,6...1,8 и окружной скоростью на наружном
диаметре ТД=450...500 м/с), высоконапорным осевым или
осецентробежным компрессором (яд-г=35...45), высоконагружен-
ной турбиной газогенератора, имеющей удельную работу расши¬
рения в ступени 400...450 кДж/кг. Несмотря на высокую степень
двухконтурности, для перспективного ТРДД признают целесо¬
образным применение камеры смешения потоков контуров при,
условии значительного снижения потерь в смесителе.
Относительно длинные лопатки вентилятора данного двига¬
теля 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 усовершенст¬
вования, в частности, применены лопатки компрессора малого
удлинения с оптимизированными профилями, использованы двух¬
зонные малоэмиссионные камеры сгорания с параллельным или
последовательным расположением зон горения, осуществлено
активное управление радиальными зазорами в турбине и послед¬
них ступенях компрессора. Для деталей компрессора еще более
широкое применение получат титановые сплавы, а для тур¬
бины — сплавы на никелевой и кобальтовой основах. Предпо¬
лагается внедрение композиционных металлических и неметал¬
лических 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 техно¬
логии и т. д.
Основными целями создания перспективного ТРДД класси¬
ческой схемы считают: снижение удельного расхода топлива на
14... 15% по сравнению с существующими ТРДД большой
степени двухконтурности; ■ стабилизацию характеристик двига¬
теля 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 окруж¬
ной 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 UK~ 250 м/с и реализацией умеренной степени повышения
давления (я*^1,3). При малых окружных скоростях хвостовики
рабочих лопаток вентилятора могут быть размещены в подшип¬
никовых 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 опти¬
мизации 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 двига¬
теля. 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
Явв= 1,05... 1,1 (обычный воздушный винт имеет явв<1,02).
Оптимальной формой для лопастей винтовентилятора считают
саблевидную с большой хордой, обратной стреловидностью в
корневой части и прямой — в концевых сечениях. Для удовлетво¬
рения норм на уровень шума окружная скорость винтовентиля¬
тора 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 противо¬
положного вращения и безредукторного привода. Предлагают,
также схему двухконтурного ТВВД, имеющего муфту сцепления,
которая при больших скоростях полета (УИЯ>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 топ¬
ливную 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 (7ИЯ=5...6 и выше)
целесообразно применять турбопрямоточные двигатели, пред¬
ставляющие собой сочетание ТРД или ТРДД с прямоточным
двигателем. Разгон самолета до сверхзвуковых скоростей
обеспечивают с помощью ТРД или ТРДД. С увеличением
скорости до Мн — 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, газо¬
вой турбины и выходного устройства. При такой компоновке дви¬
жение потока в проточной части ГТД совершается с наимень¬
шими потерями, практически все узлы двигателя имеют осе¬
симметричную структуру, упрощающую технологию их изготов¬
ления. Двигатель при этом ориентирован в осевом направлении,
что облегчает его размещение на воздушном судне с минималь¬
ным лобовым сопротивлением. Последнее обстоятельство имеет
определяющее значение прежде всего для маршевых ГТД:
ТРД, ТРДД, ТВД.
Изменение целевого назначения двигателя меняет требова¬
ния 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, обрат¬
ную описанной ранее последовательной схеме.
Наибольшее разнообразие конструктивных схем наблюдается
у газотурбинных двигателей вспомогательных силовых установок
(ВСУ). Это связано с требованием компактности (расположе¬
нием в ограниченных по размерам отсеках летательного аппа¬
рата), а также назначением ВСУ.
Процесс разработки конструктивной схемы при проектиро¬
вании 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, составля¬
ется первоначальная схема. Затем начинается проработка
основных узлов конструкции, по результатам которой произво¬
дится 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 унифи¬
цировать ряд элементов ГТД, упрощающих и удешевляющих не
только производство, но также ремонт и эксплуатацию авиа¬
техники. 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 конструк¬
тивной схеме базового газогенератора предъявляются повышен¬
ные 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 взаимосвя¬
заны. Так, например, применение кольцевой камеры сгорания
практически исключает возможность подхода через нее к узлам
соединения роторов турбины и компрессора при монтаже; рассое¬
динение 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 дав¬
ления (КВД), турбины и камеры сгорания.
Требования эксплуатационной технологичности и ремонто¬
пригодности часто являются определяющими для конструкции
отдельных узлов двигателя. К ним относятся доступность и
легкосъемность, контролепригодность, модульность, взаимо¬
заменяемость, восстанавливаемость. В частности, для обеспече¬
ния взаимозаменяемости отдельных модулей роторы отдельных
каскадов выполняют возможно более короткими и, следова¬
тельно, жесткими, что обеспечивает стабильность радиальных
зазоров между ротором и корпусом. Соединения отдельных
модулей выполняют таким образом, чтобы исключить необходи¬
мость 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 одно¬
контурные, турбовальные (в том числе турбовинтовые) и турбо¬
реактивные двухконтурные двигатели. Последние занимают
промежуточное положение между двумя первыми типами и явля¬
ются 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 сило¬
вых установок спортивных и тренировочных самолетов, а также
в качестве бустерных двигателей). Большее применение полу¬
чили 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 (т=2...3), как правило, выполняют двухваль-
ными (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 распола¬
гается переходный корпус компрессора, служащий для размеще¬
ния 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 оптими¬
зации 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 рассматри¬
ваемого класса характерно использование смесительных уст¬
ройств. 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 мощ¬
ной 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 конст¬
рукции 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, применя¬
ется нли многопоточный простой редуктор, обеспечивающий
соосность входного и выходного валов (рис. 2.4), или планетар¬
ный механизм с одновенечным сателлитом.
Конструктивные схемы ТРДД с большой степенью двухкон-
турности отличаются рядом характерных особенностей. Перва'я
из них — наличие одноступенчатого вентилятора, имеющего
иногда поворотные лопатки. В ТРДД двухвальной схемы на
одном валу с ним обычно расположены ступени КНД внутрен¬
него контура (подпорные ступени), приводимые во вращение
многоступенчатой турбиной. В двигателях трехвальной схемы
эти ступени выделены в каскад среднего давления (КСД) и при¬
водятся во вращение своей турбиной. Ротор ВД обычно двух¬
опорный с одно- или двухступенчатой турбиной. Поскольку
высота пера рабочих лопаток последних ступеней компрессора
при высокой степени повышения давления оказывается чрезвы¬
чайно малой, то альтернативой является использование осецент¬
робежного 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 двухконтур-
ности приближает их к ТВД. Об этом можно судить по приведен¬
ной на рис. 2.4 схеме двухвального ТРДД. Дальнейшее увели¬
чение степени двухконтурности приводит к двигателям, получив¬
шим название винтовентиляторных. По всей вероятности конст¬
руктивные 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 двух¬
контурные 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 практи¬
чески не применяется из-за малой надежности и низкого КПД
турбовентилятора.
Для сверхзвуковых скоростей полета может быть использован
ТРДД с форсажной камерой сгорания (ТРДДФ). Здесь воз¬
можны две основные схемы: при наличии камеры смешения ГТД
имеет общую форсажную камеру для двух контуров; при раз¬
дельном выходе потока в каждом контуре может быть своя
форсажная камера. Двигатели подобного типа имеют регулиру¬
емые реактивные сопла.
32
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, применя¬
ется или многопоточный простой редуктор, обеспечивающий
соосность входного и выходного валов (рис. 2.4), или планетар¬
ный механизм с одновенечным сателлитом.
Конструктивные схемы ТРДД с большой степенью двухкон-
турности 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 внутрен¬
него контура (подпорные ступени), приводимые во вращение
многоступенчатой турбиной. В двигателях трехвальной схемы
эти ступени выделены в каскад среднего давления (КСД) и при¬
водятся во вращение своей турбиной. Ротор ВД обычно двух¬
опорный с одно- или двухступенчатой турбиной. Поскольку
высота пера рабочих лопаток последних ступеней компрессора
при высокой степени повышения давления оказывается чрезвы¬
чайно малой, то альтернативой является использование осецент¬
робежного 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 двухконтур-
ности приближает их к ТВД. Об этом можно судить по приведен¬
ной на рис. 2.4 схеме двухвального ТРДД. Дальнейшее увели¬
чение степени двухконтурности приводит к двигателям, получив¬
шим название винтовентиляторных. По всей вероятности конст¬
руктивные 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 двух¬
контурные 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 практи¬
чески не применяется из-за малой надежности и низкого КПД
турбовентилятора.
Для сверхзвуковых скоростей полета может быть использован
ТРДД с форсажной камерой сгорания (ТРДДФ). Здесь воз¬
можны две основные схемы: при наличии камеры смешения ГТД
имеет общую форсажную камеру для двух контуров; при раз¬
дельном выходе потока в каждом контуре может быть своя
форсажная камера. Двигатели подобного типа имеют регулиру¬
емые реактивные сопла.
32
з Зак. 4527
33
оз
х
s
О
a.
>>
сз а
g-S
2 о.
К к
£§
Ixg
5
хо
а.
>->.
) хо
( Си
! о.
s О
с
> о
О
О
>»
е*
т
н
Он
(exodo9<
191гмд ztl 5N '^еИ
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, подчи¬
нена требованиям минимальной удельной массы при ограниче¬
ниях осевых габаритов. Основной тип такого двигателя — двух¬
роторный 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, характер¬
ных для всех типов ГТД, турбовальные двигатели включают
редуктор и воздушный винт. Расположение последних отно¬
сительно турбокомпрессора и определяет особенности конструк¬
тивных схем этих типов двигателей. Простейшую конструкцию
имеет одновальный ТВД с одним воздушным винтом (рис. 2.5).
Его конструктивная схема отличается от схемы ТРД увеличен¬
ным 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. Двига¬
тель имеет в этом случае специальный узел — лобовой картер, в
котором располагаются каналы входного устройства (одновре¬
менно 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 плане¬
тарные передачи. Реже используются двухступенчатые простые
редукторы.
Поскольку в рассмотренном случае из-за большой кривизны
канала входного устройства возрастают потери полного давле¬
ния, 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 соеди¬
нительного 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 инерцион¬
ности 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 двигате¬
лями. 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 упро¬
щает конструкцию силовой установки, так как размещение сое¬
динительного 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 тур¬
биной имеют весьма разнообразные конструктивные компоновки.
Если наиболее характерными для большинства ранее рассмот¬
ренных конструктивных схем ГТД было применение осевых комп¬
рессоров и турбин и прямоточных камер сгорания, то в малога¬
баритных двигателях широко используются осецентробежные
з*
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 исполь¬
зуется 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 пасса¬
жирских 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:
1 — кольцевая противоточная камера сгорания; 2 — центростреми¬
тельная 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 располо¬
жены 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, обе¬
спечивающий 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 взаимо¬
действия элементов (к последним относятся силы трения и кон¬
тактные 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 (направ¬
лены по оси двигателя или параллельно ей); радиальные
(нормальны к оси двигателя); окружные (действуют в плос¬
кости вращения).
Указанные усилия вызывают появление крутящих и изгиба¬
ющих моментов в различных плоскостях. Нагрузки, не завися¬
щие 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 газо¬
вого потока на все элементы двигателя. Особый интерес пред¬
ставляет формирование усилий в проточной части ГТД.
Формирование тяги двигателя. Уравнение количества движе¬
ния в проекции на ось двигателя позволяет определить осевую
составляющую силы Рг, действующей на участок проточной
части (рис. 2.9 ) со стороны газрвого потока:
Pa=Gr(C2a — Cla) + p2F2<} — plFlo, (2.1)
где Gr — расход газа, кг/с; С1а, С2а проекции на ось «а» ско¬
ростей газа в сечениях 1 — 1 (С1й) и 2—2 (С2а), м/с; ри р2 —
давление газа в указанных сечениях, Па; Fla, F2a — проекции
площадей указанных сечений на плоскость, перпендикулярную
оси «я», м2. Здесь Gr (С2а — С1а)— реактивная, a (p2F2a — piFla)~
активная составляющие осевой газовой силы.
В соответствии с выражением (2.1) могут быть определены
осевые силы, действующие на все элементы двигателя. Рассмот¬
рим данную задачу на примере схемы дозвукового ТРД, пред¬
ставленной 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 Сно) -\~Ръ~^Р)%, — D2t.b) +
+ Eax(DbT.b-4)-ph-^D2, (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:
Сила Рт воспринимается как корпусом, так и ротором компрес¬
сора. Кроме того, на ротор действуют давления в полостях А и Б,
а на корпус — давление рпк в подкапотном пространстве, создаю¬
щее дополнительные нагрузки. Для расчетов на прочность необ¬
ходимо знать силы, действующие на ротор РрК и корпус Ркк
компрессора.
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 q ступеней компрессора. Из вышесказанного сле¬
дует, что осевое усилие, действующее на элементы проточной
части ротора компрессора, можно найти как
Рпч— Св(Ска — Сва) + Рл'-^-{Дл' — Двт.к)
— Рв-^Рв — Двт.в)-
(2.3)
а
Рис. 2.9. Определение осевой составляющей газовой силы
Р пчр ~2-(^'>са Сва) +РВ{[е(1Хк 1)+ Рвт.к)
(2.4)
38
(2.5)
(здесь пк===рк/рв), а на весь ротор компрессора
Ррк=Ртр + Рб-^Ч^б 4) Pk-^D а — 4)
На статор компрессора действует сила
^кк = Л,, - Ртр - Pn^D2K - Dl)
(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 кор¬
пусы опор, присоединенные к корпусу камеры сгорания), опреде¬
лится выражением:
Ркс= GrCTa — GBCKa -f- рг^-(^г — ^вт.г) — PK-j(Djc — £>вт.л) -+■
Ре-^Ч^вт.г 4) Рб-^Ч^вт.к — 4) — Рпк-^Ч^г — Dl). (2.7)
39
Осевые силы, действующие на ротор Ррт и статор Ркт турбины,
айдем суммированием усилий в каждой ступени. В этом случае
р„= +(с„—с,,)]+PrPi(Di~ +Plf d;-
-л,т<0’-d^,)~p^dU-<2-8>
Ркт= СГ^СТ|И Сга^-(-^СТза ^T2a)J Pt 1_4_(^t| —Двт.т, ) “Ь
+ P^f(D^ - Dl-H ) ” P.-f(D" “ Dlj) - pT ~(D?2 -Z)Lt2)-
-pnK-f(Z)2-Z)2r). (2.9)
Осевая сила, действующая на реактивное сопло:
Cr( Сса Cra) + Pc~^DС Рт^^т — Рпк-^-{^С — Дт) (2-10)
Процесс формирования тяги отличается рядом особенностей.
Рассмотрим первоначально баланс осевых сил на роторе турбо¬
компрессора (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 направ¬
лены в противоположные стороны. Поскольку роторы компрес¬
сора и турбины обычно соединены в осевом направлении, то на
упорный (шариковый) подшипник ротора действует осевое уси¬
лие Pna = PfK — PfT.
Для уменьшения этого усилия используют разгрузочные по¬
лости: при этом в передней разгрузочной полости (А) поддержи¬
вается повышенное, а в задней (Б)—пониженное давление.
Последнее в ТРДД обычно практически равно давлению в
наружном контуре.
Формирование осевой силы на статоре зависит от располо¬
жения основных узлов подвески. Равнодействующая осевых газо¬
вых усилий, приложенных ко всем элементам двигателя, пред¬
ставляет собой силу тяги R. Представление о примерном соотно¬
шении 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 турбокомпрес¬
сора и имеет свой упорный подшипник. Кроме того, основные
узлы подвески в ТВД обычно расположены на лобовом картере.
Радиальные газовые нагрузки обусловлены избыточным дав¬
лением, 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 вызы¬
вают появление крутящих моментов. Они возникают вследствие
изменения окружной составляющей скорости АСи 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 дви¬
жения.
При рассмотрении баланса крутящих моментов примем за
положительное направление действия момента в сторону враще¬
ния ротора и при построении эпюр будем откладывать его
вектор вверх.
Крутящий момент Мрт 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. УИрт~Шрк|,
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 Мкк, действующий на статор
компрессора, можно считать равным по абсолютной величине
моменту Мрк 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. Мкт=—Мрт.
Таким образом, для ТРД Мш= — Мкт. Поскольку крутящие
моменты на корпусе ТРД уравновешены, то на узлы подвески
самолета они не должны были бы передаваться (реактивный
момент 7Wfl=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 стати¬
чески 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 турбокомпрес¬
сора не уравновешиваются и часть момента, развиваемого тур¬
биной, подводится к редуктору. Уравнение баланса моментов на
роторе турбокомпрессора имеет вид:
Мр=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 турбо¬
компрессора к частоте вращения воздушного винта (переда¬
точное число редуктора винта), т. е.
MB=iMp.
В соответствии с этим выражением к корпусу редуктора незави¬
симо от схемы редуктора (см. рис. 2.11, в) будет приложен
крутящий момент Мкр, равный:
MKp=MB-Mp=(i- 1 )МР
(если направления вращения ротора турбокомпрессора и вин+а
совпадают) и направленный против вращения винта.
Рис. 2.11. Баланс крутящих моментов в ТВД:
а — схема ТВД; б — эпюра крутящих моментов на роторе;
,в — эпюра крутящих моментов на корпусе
йри: наличии соосных винтов, вращающихся в противо¬
положные стороны с одинаковыми частотами, величины момен¬
42
тов, потребляемых передним (УИПВ) и задним (Л4ЗВ) винтами,
могут быть найдены из системы уравнений
Таким образом, в этом случае момент, потребляемый передним
винтом, всегда больше момента, потребляемого задним винтом,
в г 4- 1/г—1 раз. Особенностью данной схемы является то, что
Мкр=0 и, следовательно, здесь может быть применен дифферен¬
циальный 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, расположен¬
ными 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 сущест¬
венно снижает величину MR — по абсолютной величине он оказы¬
вается 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.
Данный вид нагрузок обусловлен тем, что каждый элемент
ГТД обладает массой и массовым моментом инерции. Изменение
величины и направления скорости движения приводит к возник¬
новению инерционных сил и моментов.
К инерционным нагрузкам относится сила тяжести; ее на¬
правление определяется положением воздушного судна отно¬
сительно 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, противополож¬
ную соответствующей составляющей ускорения.
Инерционные силы Ру определяются как
Р = — mj=mgnэ,
где т — масса рассматриваемого узла; / — ускорение; g — уско¬
рение свободного падения; пэ — расчетный коэффициент экс¬
плуатационной перегрузки (Птах=2,5...5,0).
откуда Мпв=-^±1мр; M3B=~-Mf.
Инерционные нагрузки
43
Инерционные силы приводят к возникновению изгибающих
моментов. Так, например, сила тяжести вызывает появление из¬
гибающих моментов в роторах и корпусах в вертикальной по¬
лости.
При выполнении воздушным судном эволюций в воздухе, кро¬
ме инерционных сил, возникает гироскопический момент
7Wr=/pmQsin0,
где /р — массовый полярный момент инерции ротора, вращаю¬
щегося с угловой скоростью ш, кгм2; Й — угловая скорость вра¬
щения самолета, рад/с; 0 — угол между векторами угловых ско¬
ростей ш и й.
Гироскопический момент действует на ротор так, что стре¬
мится кратчайшим путем совместить вектор ю 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 наиболь¬
ших значений достигает гироскопический момент, создаваемый
винтом, так как массовый полярный момент инерции последнего
в 30... 100 раз превосходит момент инерции ротора турбокомпрес¬
сора, 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 соответ¬
ствующей плоскости. При расчетах роторов иа прочность необхо¬
димо суммировать изгибающий момент, вызываемый инерцион¬
ными силами, с гироскопическим моментом с учетом направле¬
ния их действий.
Следующий вид инерционной нагрузки — центробежные силы
Рц, возникающие во всех вращающихся деталях двигателя. Ра¬
бочая лопатка, например, при вращении развивает центробеж¬
ную силу
Рц^ПХдГцШ ,
44
где тл — 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 неуравнове¬
шенные силы Рк и моменты. Неуравновешенная сила Ри=6ш2,
где б — дисбаланс ротора, равный 5...50 г-см после балансиров¬
ки в заводских условиях. В процессе сборки двигателя и особен¬
но в условиях эксплуатации величина последнего может значи¬
тельно превысить указанное значение; в этом случае неуравнове¬
шенные центробежные силы могут превосходить силу тяжести.
Наибольшую опасность представляет динамический характер не¬
уравновешенных сил и моментов, так как их векторы вращают¬
ся с частотой вращения ротора.
Нагрузки, обусловленные температурными деформациями
Указанный вид нагрузок возникает из-за стеснения темпера¬
турных деформаций. Наиболее распространенным является слу¬
чай неравномерного нагрева. При этом менее нагретые части
детали или узла препятствуют температурным деформациям бо¬
лее нагретых частей. Результатом является появление темпера¬
турных растягивающих напряжений в менее нагретых и сжимаю¬
щих — в более нагретых частях. Более подробно данный вопрос
будет рассмотрен при анализе напряженного состояния лопаток
и дисков.
Температурные напряжения могут возникнуть и при равно¬
мерном нагреве или охлаждении в тех случаях, когда не обеспе¬
чивается 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 разли¬
чными коэффициентами температурного линейного расшире¬
ния а.
Особенность температурных напряжений заключается в неза¬
висимости их от площади поперечного сечения детали. Действи¬
тельно, при нагреве, например, стержня (рис. 2.13) на величину
АТ его свободное температурное удлинение AlT=la АТ, а относи¬
тельная температурная деформация ет=аЛ7\ 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=aTF, действующего со стороны корпуса на стержень и со
стороны стержня на корпус, увеличивается с ростом F.
45
/////////////■ //////////////
1&т
///////////////
1
Рис. 2.13. Схема возникновения
температурных напряжений
Динамические нагрузки
Рассмотренные выше газовые нагрузки и усилия, обусловлен¬
ные температурными деформациями, практически неизменны по
величине и направлению при работе двигателя на установивших¬
ся режимах. Особенностью же инерционных нагрузок является
их зависимость от ускорения. Возникающие, например, при эво¬
люциях воздушного судна инерционные силы и моменты сущест¬
вуют в течении ограниченного времени (времени взлета, посадки
и т. д.) и, следовательно, являются нестационарными. Особое ме¬
сто занимают силы, возникающие при вращении ротора двигате¬
ля. Центробежные силы, приложенные, например, к рабочей
лопатке или диску по отношению к этим элементам являются
стационарными при работе двигателя на установившемся режи¬
ме. Векторы же неуравновешенных центробежных сил и момен¬
тов в первом приближении можно считать неизменными по моду¬
лю, но их направление меняется с частотой вращения ротора;
поэтому по отношению к опорам и корпусу двигателя они явля¬
ются динамическими. Эти силы и моменты, как указывалось вы¬
ше, вызывают вибрацию двигателя.
К динамическим нагрузкам, кроме неуравновешенных центро¬
бежных сил и моментов, относятся также переменные силы,
возникающие при работе любой лопаточной машины. Действи¬
тельно, конечное число лопаток вызывает пульсацию давления и
скорости, приводящие к возникновению переменных аэро- и газо¬
динамических 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 сгора¬
ния она может возникнуть из-за особенностей процесса горения
(например, конечного числа зон горения или особенностей про¬
цесса 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 об¬
дува, действия бокового ветра и т. д. Более подробно вопросы
возникновения динамических сил будут рассмотрены ниже в гла¬
вах, посвященных колебаниям ГТД.
Нестационарными являются нагрузки на переходных режи¬
мах 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 тур¬
биной; для исключения подобных случаев предусматриваются
или суфлирование внутренней полости центрального тела с по¬
мощью достаточного числа отверстий или постановка специаль¬
ных ребер жесткости).
Нестационарность температурных полей приводит к возникно¬
вению значительных температурных напряжений, определяющих
ресурсные свойства конструкции. Так, например, перепад темпе¬
ратур между кромкой лопатки и ее средней частью при запуске в
5... 10 раз больше перепада на установившихся режимах и возни¬
кающие при этом напряжения могут вызвать коробление лопа¬
ток. Термоциклические нагружения при последовательных
запуске-выключении двигателя приводят к появлению термоуста¬
лостных 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 конструктив¬
ных схем, имеется от одного до трех механически не связанных
между собой роторов. Роторы турбокомпрессоров состоят из
рабочих колес компрессора и турбины, соединенных валом; рото¬
ры свободных турбин включают систему валов, соединяющих
турбины с ходовой частью редуктора. В зависимости од компо¬
новки 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 за¬
висимости от силовой связи роторов компрессора и турбины.
Число опор и их расположение определяются массой и изгибной
жесткостью ротора и должны обеспечить минимальные радиаль¬
ные зазоры между ротором и корпусом на всех рабочих режи¬
мах, исключить задевание ротора о корпус, снизить уровень
вибрации, генерируемой вращающимся ротором. Указанные тре¬
бования необходимо реализовать при минимальном числе опор,
поскольку увеличение их числа существенно усложняет конструк¬
цию ГТД.
47
Силовая связь между роторами компрессора и турбины долж¬
на обеспечивать надежную и, по возможности, простую передачу
действующих нагрузок: крутящего момента, а в случае необходи¬
мости — 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 осталь¬
ных опорах устанавливаются радиально-опорные подшипники,
обеспечивающие возможность осевого перемещения ротора отно¬
сительно статора. Такая схема исключает стеснение температур¬
ных и силовых деформаций при запуске двигателя и изменении
режима его работы. Местоположение радиально-упорного под¬
шипника выбирают обычно таким образом, чтобы обеспечить его
надежное охлаждение и уменьшить, если это возможно, измене¬
ние 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 четы¬
рехопорные роторы.
Двухопорные роторы (рис. 2.14) применяют обычно в'каче¬
стве роторов ВД подъемных двигателей, ВСУ и других случаях,
когда число ступеней у турбины и компрессора, а также расстоя¬
ние 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 подшип¬
ника. 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 соединитель¬
ного вала определен размерами подшипника; возникают допол¬
нительные трудности в организации силовой связи подшипника
с наружным корпусом; усложняется разборка ГТД, но расстоя¬
ние между опорами меньше, чем во втором случае. При распо¬
ложении второй опоры за турбиной роторы соединяются валом
большого диаметра (что повышает изгибную жесткость рото¬
ра); район камеры сгорания освобожден от деталей опоры, что
упрощает компоновку двигателя. Для уменьшения расстояния
между опорами в этой схеме передний подшипник смешают иног¬
да в сторону турбины.
В конструкции, представленной на рис. 2.3, двухопорные схе¬
мы применяются в роторах среднего давления и вентилятора, т. е.
при достаточно большом расстоянии между турбиной и компрес¬
сором (вентилятором). Работоспособность такой конструкции
достигается расположением подшипников практически в центрах
масс соответствующих узлов, соединением роторов турбины и
компрессора (вентилятора) гибкими валами, а также примене¬
нием упругих опор с демпферами. Отличительной особенностью
двухопорной схемы ротора вентилятора в данном случае являет¬
ся постановка ограничителя прогибов (см. рис. 2.14, в). При
нормальных условиях работы в ограничителе имеется гарантиро¬
ванный радиальный зазор; при обрыве лопатки ограничитель ра¬
ботает как дополнительный подшипник скольжения.
Схема трехопорных роторов (рис. 2.15) получила более широ¬
кое распространение. В этом случае ротор компрессора установ¬
лен 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. Под¬
вижное соединение существенно упрощает технологию производ¬
ства, так как отпадает необходимость в точном центрировании и
совместной обработке посадочных поверхностей в корпусах под
подшипники, обеспечивает возможность поузловой сборки и раз¬
дельной балансировки роторов копрессора и турбины.
Радиально-упорный подшипник в трехопорной схеме обычно
располагается за компрессором (см. рис. 2.15 а). Это дает воз¬
можность уменьшить изменение осевых зазоров в турбине и сни¬
зить радиальную нагрузку на шариковый подшипник при кон¬
сольном расположении дисков турбины. В то же время такое
расположение радиально-упорного подшипника усложняет кон¬
струкцию 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 воз¬
можность 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 вы¬
полняют коническим (см. рис. 2.15, в).
Четырехопорные роторы применяют при значительном рас¬
стоянии 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. ра¬
диально-упорные подшипники располагают на роторе турбины
и на роторе компрессора. В этом случае соединение роторов обес¬
печивает 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 подшип¬
ников из-за значительных уровней осевых нагрузок.
Более распространенной является схема с общим для рото¬
ров турбины и компрессора шариковым подшипником. Распола¬
гается он обычно за компрессором (рис. 2.16). Недостатком
четырехопорного ротора является неравномерное распределение
нагрузки между опорами.
50
Для уменьшения несоосности роторов и улучшения их дина¬
мических характеристик во всех схемах применяют упругие
опоры.
Силовые схемы двух- и трехвальиых ГТД выполняют по
рассмотренным выше схемам одновальных двигателей. Ротор
ВД обычно двух- или трехопорный, ротор НД трех- или четырех¬
опорный.
Особенностью многовальных ГТД является наличие межваль-
ных подшипников, одна из обойм которых связана с одним, а
другая — со вторым ротором. Межвальные подшипники распо¬
лагаются 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
трехвальиых ГТД заключается в компоновке их таким образом,
чтобы уменьшить число корпусов опор. Это упрощает конструк¬
цию двигателя, уменьшая его массу и осевые габариты.
Силовые схемы корпусов
Силовая схема корпуса представляет собой систему связан¬
ных неподвижных узлов, которая воспринимает нагрузки, дейст¬
вующие 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 выход¬
ного 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 за¬
висимости от способов силовой .связи между турбиной и компрес¬
сором.
Схема с внутренней силовой связью (рис. 2.17, а) характе¬
ризуется 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 про¬
цессе эксплуатации, а также удобный доступ к соединениям ро¬
торов турбины и компрессора. В связи с тем, что при исполь-
1 г з * s е 7
1 г 3 4 5 7
Рис. 2.17. Схемы силовых корпусов ГТД с внутренней
связью (а), с внешней связью (б), с двойной незамкнутой
связью (в), с двойной замкнутой связью (г):
1—передний корпус компрессора; 2 — корпус направляющих
аппаратов компрессора; S — 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 зад¬
ней опоры турбины
зовании такой схемы для обеспечения необходимой жесткости
корпуса (из-за малых диаметров соединительных силовых эле¬
ментов в районе камеры сгорания) необходимо утолщать их
стенки и, следовательно, увеличивать массу корпуса, она приме¬
няется в настоящее время обычно только в ВСУ (см. рис. 2.8).
52
Схема с внешней силовой связью (см. рис. 2.17, б) отличает¬
ся тем, что соединение корпусов компрессора и турбины осущест¬
вляется наружным корпусом камеры сгорания. Последний, бла¬
годаря большему диаметру, оказывается достаточно жестким при
сравнительно малой массе и более простой конструкции.
Особенностью любой схемы двигателя является то, что сило¬
вые элементы, осуществляющие передачу нагрузок от подшип¬
ников ротора к наружным силовым элементам ГТД пересекают
газовый поток. Особенно трудно выполнить силовую связь в го¬
рячей части двигателя, т. е. в районе соединения корпусов каме¬
ры сгорания и турбины. Поэтому схема с внешней силовой свя¬
зью 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 ком¬
прессора, как и в предыдущей схеме, осуществляется наружным
корпусом камеры сгорания, но в силовую схему включен и внут¬
ренний 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 элемен¬
ты, пересекающие газовый поток перед турбиной двигателя. Та¬
кая схема применяется преимущественно в двигателях с кольце¬
вой камерой сгорания.
Схема с двойной замкнутой силовой связью (рис. 2.17, г)
отличается наиболее полным использованием несущей способно¬
сти корпусов камеры сгорания, так как корпусы турбины и комп¬
рессора 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 разли¬
чных типах ГТД (см., например, рис. 2.1).
Силовые схемы ТРДД имеют ряд особенностей, связанных с
вариантами компоновки вентилятора и возможностью использо¬
вания несущей способностью корпусов, образующих наружный
контур. В схеме двухвального ТРДД, представленной на рис. 2.1,
внутренняя часть корпуса двигателя выполнена по рассмотрен¬
ной выше силовой схеме с двойной замкнутой силовой связью.
Она включает корпус КВД, наружный и внутренний корпусы ка¬
меры сгорания, корпус турбины и корпус задней опоры. Внутрен¬
ний и наружный корпусы камеры сгорания соединены силовыми
связями в ее передней и задней части. Наружную часть си¬
ловой схемы составляют корпус передней опоры, корпус
направляющих аппаратов КНД, переходный корпус и кор¬
пусы, 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, образо¬
ванный 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 наруж¬
ному фланцу крепится корпус вентилятора, а к внутреннему —
корпус передних опор с корпусом КСД. Сзади к переходному
корпусу присоединяются корпусы КВД, камеры сгорания и тур¬
бины.
Корпусы опор. Соединение внутренней, средней и внешней
частей силовой схемы осуществляется, как уже указывалось вы¬
ше, 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 двига¬
теля и узлов подвески (или вблизи них). Силовая рама состоит
из внутреннего и наружного колец, соединенных радиальными
силовыми элементами; она обладает повышенной несущей способ¬
ностью и практически равномерной жесткостью по окружности.
Роль силовых элементов в корпусах передних опор компрессо¬
ров выполняют стойки или лопатки входного направляющего
аппарата (см. рис. 2.1). Использование в качестве силовых эле¬
ментов лопаток входного направляющего аппарата позволяет
уменьшить осевые габариты и массу двигателя, а также сни¬
зить гидравлические потери; в этом случае передний корпус
представляет отдельный от остальных частей статора компрес¬
сора узел. В тех случаях, когда передний или переходный корпус
используется для размещения зубчатых передач, предназначен¬
ных для привода агрегатов от валов ГТД, он выполняется обы¬
чно литым с силовыми стойками (см. рис. 2.1). В остальных слу¬
чаях 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 ап¬
парата 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 конту¬
рами в горячей части двигателя, поскольку в этих случаях необ¬
ходимо обеспечить эффективное охлаждение радиальных сило¬
54
вых элементов. Использование трубчато-кольцевой камеры сго¬
рания позволяет выполнить соединение с помощью стоек, распо¬
ложенных между жаровыми трубами (см. рис. 2.1). Их Охлажде¬
ние 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 исполь¬
зуется 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 шпи¬
лек, болтов или стержней и размещают внутри охлаждаемых
сопловых лопаток. Следует иметь в виду, что подобная конструк¬
ция приводит к увеличению относительной толщины профиля ло¬
патки и снижает КПД турбины.
Корпусы опор, воспринимающие значительные осевые нагрузки
(например, при передаче осевых усилий с шарикового подшип¬
ника ротора), имеют иногда конструктивные элементы, выпол¬
ненные в виде силового треугольника в продольном разрезе, что
обеспечивает увеличение жесткости корпуса в осевом направле¬
нии. Другим вариантом повышения осевой жесткости конструк¬
ции является, как указывалось выше, применение схемы с двой¬
ной 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 преж¬
де 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 соот¬
ветственно называется дополнительной или вспомогательной. В
обеих плоскостях крепления необходимо обеспечить свободные
температурные расширения корпуса ГТД в радиальном направ¬
лении, а во вспомогательной плоскости — дополнительно и в осе¬
вом направлении.
Основная плоскость подвески обычно располагается возмож¬
но ближе к центру масс двигателя, дополнительная — как можно
дальше от первой. Такое размещение плоскостей подвески позво¬
ляет получить меньшие величины реакций в узлах крепления от
инерционных сил и моментов. Желательно также, чтобы распо¬
ложение узлов подвески вызывало минимальное влияние де¬
формаций корпуса на радиальные зазоры в компрессоре и тур¬
55
бине. В связи с этим они размещаются на корпусах двигате¬
ля, 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 соедине¬
ния корпусов компрессора и камеры сгорания, а дополнитель¬
ной — 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 компрес¬
сора.
В ТРДД большой степени двухконтурности в наружном кон¬
туре может создаваться большая часть тяги; кроме того, наи¬
большей жесткостью в такой конструкции обладает переходный
корпус. Поэтому плоскость основных узлов подвески совмещает¬
ся с плоскостью последнего, а дополнительные узлы подвески
связаны в этой схеме обычно с корпусом задней опоры двига¬
теля.
В двигателях большой длины (например, в ТРДФ), приме¬
няется и третья дополнительная плоскость подвески, распола¬
гаемая в задней части ФК- Как и в любой дополнительной пло¬
скости крепления, в ней обеспечивается свободное температур¬
ное 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 уз¬
лов подвески с силовой конструкцией воздушного судна осуще¬
ствляется обычно с помощью шарниров, обеспечивающих свобод¬
ные температурные расширения корпуса двигателя и исключаю¬
щих его нагружение при деформациях самолета. В конструкции
узлов подвески часто предусматривают амортизирующие устрой¬
ства, обеспечивающие виброизоляцию ГТД.
Кроме узлов крепления двигателя к воздушному судну на си¬
ловых 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 мно¬
гом 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 преде¬
лах ресурса. Конструкция компрессора современных ГТД долж¬
на быть блочной (модульной) и обеспечивать его контролепри¬
годность 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, осецент¬
робежные, 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 располо¬
жением 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 ис¬
пользуют с постоянным наружным диаметром, при котором кор¬
пус имеет простую в изготовлении цилиндрическую форму, а
последние ступени, благодаря возрастанию среднего -диаметра,
обладают достаточно высокой напорностью.
В ГТД с умеренными (л^=10...15, 7^= 1250... 1350 К) и отно¬
сительно высокими (л^=15...25, Гр= 1450... 1550 К) параметрами
рабочего процесса применяют двухкаскадные компрессоры с не¬
зависимыми приводами от отдельных турбин, обладающие повы¬
шенными по сравнению с однокаскадными схемами запасами
газодинамической устойчивости. В указанных типах ГТД КНД
имеют от четырех до шести ступеней, а число ступеней КВД до¬
стигает 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 зави¬
симости от величины л^. В рассматриваемых ТРДД вентилятор
57
[
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 направ¬
ляющих 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 опо¬
ры КВД.
Трехкаскадные компрессоры (см. рис. 3.1, г) используют в
ТРДД с большой степенью двухконтурности (т=4...8) при
я^=20...30 и выше. Вентиляторы таких ТРДД обычно выпол¬
няют одноступенчатыми сверхзвуковыми со степенью повышения
давления 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 консоль¬
ным схемам. Это позволяет существенно уменьшить осевые габа¬
риты компрессора (и его массу), что нетрудно заметить, сравни¬
вая компоновку компрессора, приведенную на рис. 3.1, г, с други¬
ми компоновками.
Для высоконапорных компрессоров ТРДД проточную часть
КВД наиболее часто профилируют с постоянным наружным диа¬
метром (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 давле¬
ния. Однако при такой компоновке лопатки последних ступеней
КВД за счет малого наружного диаметра получаются не слиш¬
ком короткими и сохраняют достаточную напорность из-за уве¬
личения окружной скорости, обусловленного возрастанием сред¬
него диаметра. Достигаемое при этом уменьшение относительных
радиальных зазоров в проточной части способствует сохранению
приемлемого КПД компрессора, что в некоторой степени ком¬
пенсирует потери кинетической энергии воздуха во входном кана¬
ле. Кроме того, уменьшение наружного диаметра КВД сущест¬
венно снижает массу его конструкции.
Проточные части вентиляторов ТРДД выполняют по различ¬
ным схемам (см. рис. 3.1). Однако предпочтительными для них
следует признать схемы с постоянным внутренним или постоян¬
ным 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 комбинирован¬
ную 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 бара¬
бан), на которых закреплены рабочие лопатки; вал или цапфы,
с помощью которых ротор опирается через подшипники на сило¬
вой 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 рото¬
ров: 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 / и задняя 3 цапфы, используе¬
мые для фиксации ротора в корпусе с помощью установленных
на них подшипников опор.
Рис. 3.2. Типы роторов осевых компрессоров:
а — барабанный; 6 — дисковый; в — барабанно-дисковый; 1,3 — пе¬
редняя и задняя цапфы; 2 — барабан; 4 — диски; 5 — вал; 6 — бара¬
банный 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, пере¬
дающими 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 запрес¬
совкой 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:
с — 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 — промежу¬
точное кольцо; 9, 11 — осевые штифты; 10 — гайка
Достоинством ротора барабанного типа является высокая из-
гибная жесткость, обусловленная тем, что стенка барабана рас¬
положена на больших радиусах и имеет высокий момент сопро¬
тивления изгибу. Для ротора с гладким барабаном (см. схему
на рис. 3.2, а) характерна простая технология изготовления.
Однако в реальных конструкциях применяют барабаны с ребра¬
ми жесткости (см. рис. 3.3, а), выполнение которых весьма
трудоемко и требует большого выхода металла в стружку.
Основными недостатками барабанного ротора являются низ¬
кая 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 полу¬
чить высокую напорность ступеней компрессора и приводит к
необходимости увеличения их числа.
Указанные недостатки резко ограничивают практическое при¬
менение барабанных роторов. Их иногда используют в низкона¬
порных компрессорах малоразмерных ГТД. Барабаны роторов
изготавливают из титановых сплавов, которые благодаря высо¬
кой удельной прочности позволяют увеличить предельные окруж¬
ные скорости. Цапфы ротора или выполняющие их роль передний
и задний диски изготавливают из легированных сталей, имеющих
высокую твердость и сопротивление большим контактным нагруз¬
кам 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 на¬
ружный 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, эффек¬
тивно 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 ок¬
ружных скоростях (до 400 м/с на внешнем радиусе обода).
Существенным недостатком дискового ротора является его
низкая изгибная жесткость, определяемая жесткостью вала отно¬
сительно 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 ободами 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 переда¬
чи 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 11. Между ступицами дисков
62
предусматривают небольшие осевые зазоры, которые выбираются в процессе
сборки под действием усилий затяжки гаек 10. В результате этого диски прини¬
мают «веерообразное» расположение относительно вала, при котором осевые
составляющие центробежных сил масс дисков и лопаток увеличивают плотность
осевого контакта между ободами дисков и промежуточными кольцами 8, повышая
жескость ротора.
Как следует из вышеприведенного описания, роторы диско¬
вого типа имеют большее число элементов, чем барабанные рото¬
ры, 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 эле¬
ментов 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 промежу¬
точные 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 напря¬
жениями. Поэтому иногда барабанные участки располагают
ближе к оси ротора на оптимальном радиусе (примерно на поло¬
вине радиуса обода диска), при котором их радиальные дефор¬
мации равны деформациям дисков, что обеспечивает взаимную
разгрузку соединяемых элементов.
Барабанно-дисковые роторы сочетают в себе достоинства
барабанных и дисковых конструкций. Они имеют высокую жест¬
кость во всех направлениях (в том числе изгибную жесткость) и
хорошо сопротивляются действию центробежных сил при боль¬
ших 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 обеспе¬
чивать 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 смешан¬
ного 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. Центрирова¬
ние секций производят перед сваркой путем их взаимной плотной посадки по
цилиндрическим посадочным поясам. Сварку выполняют по наружной поверх¬
ности буртов дисков в месте их стыка. Обычно применяют аргоннсьдуговую
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 R, 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 примене¬
ния усложненного корпуса направляющих аппаратов с разъема¬
ми (обычно продольными) для обеспечения монтажа и демон¬
тажа 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 С. (Для дисков, изготовленных из алюминиевых сплавов, температуру
нагрева повышают до 200...250 ' (,). После прессового сочленения секций 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 центро¬
бежных 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 комп¬
рессора монтажных разъемов. При ремонте такого ротора для
отстыковки поврежденной секции радиальные штифты высвер¬
ливают, 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 приме¬
няли часто благодаря высокой стабильности ее свойств в
эксплуатации.
64
Рис. 3.4. Барабаино-дисковые роторы:
а - соединение секций радиальными штифтами; 6 — фланцевые болтовые
соединения; в, г, д — осевая стяжка дисков; I — 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 формиро¬
вании 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 призонными 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 центрирова¬
ние выполнить значительно труднее, особенно по мере износа кондукторов,
используемых при сверлении отверстии 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 участ¬
вуют 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 располо¬
женных 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 цилиндри¬
ческие расточки посадочных буртов дисков. Усилие затяжки болтов 7 контро¬
лируют при сборке по величине их удлинения, измеряемого индикаторами
часового типа.
В соединениях секций ротора центральными стяжными эле¬
ментами крутящий момент передают с помощью торцовых тре¬
угольных 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 осу¬
ществляют торцовыми шлицами (по их боковым поверхностям),
а во втором — плотной посадкой буртов в цилиндрические рас¬
точки ободов дисков.
Для обеспечения надежного центрирования секций торцовыми шлицами и
компенсации дополнительных усилий, раскрывающих стыки под действием крутя¬
щего, изгибающего моментов и температурных деформаций, потребное усилие
затяжки центрального стяжного элемента должно быть очень большим. Поэтому
в данном типе ротора применяют мощную центральную стяжную штангу 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 стяжной штанги 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, увеличи¬
вающий 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 на роторе. Усилие затяжки гайки 18 в этом роторе контроли¬
руют по удлинению стяжного болта /7. 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 механи¬
ческой обработкой. При* температурах до 250 °С для дисков
применяют алюминиевые сплавы ВД17, АК4-1, АК4-2. При отно¬
сительно высоких температурах (до 450...550 °С) и больших
окружных скоростях используют титановые сплавы ВТЗ-1, ВТ8,
ВТК) и легированные стали 18ХНВА, 40ХНМА, Х12Н2М,
14Х17Н2. Для дисков последних ступеней высоконапорных комп¬
рессоров, испытывающих существенный нагрев, необходимо при¬
менять жаропрочные стали или сплавы на никелевой основе,
используемые в роторах газовых турбин.
Барабаны роторов компрессоров обычно выполняют из тита¬
новых 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 происхо¬
дит 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 пере¬
мещения в проточной части с заданной скоростью.
В простейшем случае рабочая лопатка (ГОСТ 23537—79)
состоит из профилированной части — пера (рис. 3.5, а) и хвосто¬
вика, предназначенного для крепления лопатки в диске или
барабане. Во многих случаях лопатки имеют также полки хвос¬
товиков (см. рис. 3.5, в, г, д), используемые для формирования
внутренней поверхности проточной части рабочего колеса.
Для повышения КПД ступени перо лопатки тщательно про¬
филируют 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 кон¬
центрации 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 кольце¬
вых 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 «лас¬
точкин хвост»; 3 — внутренний выступ хвостовика; 4 — отгибные замки;
5 — радиальный штифт; 6 — осевой штифт; 7 — разрезное стопорное
кольцо; 8 — полка хвостовика; 10 — монтажное окно; 11 — 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 максималь¬
ной относительной толщиной Свтах=Стах/в, где Стах —макси¬
мальная толщина; в — хорда профиля. Величину Свтах 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 — Cemax=0,025...0,03. Из приведенных значений
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 конструк¬
циях находится в пределах 0,85...1,3.
Входную и выходную кромки компрессорных профилей закру¬
гляют для уменьшения концентрации напряжений. Профили
рабочих лопаток сверхзвуковых ступеней выполняют с клиновид¬
ными 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 составля¬
ющая центробежных сил, на ось хвостовика, возникающая за
счет его радиального наклона к оси диска, действует в противо¬
положную 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 индиви¬
дуальными. Чаще используют индивидуальные фиксаторы, кото¬
рые обеспечивают возможность легкой замены каждой лопатки.
При большом радиальном наклоне хвостовиков лопатки фикси¬
руют от перемещения назад упором внутреннего выступа хвосто¬
вика 3 в обод диска или упором хвостовика в радиальный
штифт 5. От перемещения вперед хвостовики фиксируют отгиб-
ными замками 4. Другие разновидности фиксаторов рассмотрен¬
ного 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. II)
выступами. Такие замки устанавливают в соответствующие про¬
рези, 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 ради¬
альные штифты 21 (см. рис. 3.4, д), запрессовываемые одновре¬
менно в обод диска и хвостовик лопатки. При извлечении лопа¬
ток 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 хвосто¬
виков лопаток, занимая образованную указанными прорезями
кольцевую проточку под действием сил упругости и центробеж¬
ных сил собственной массы. После установки стопорного кольца
в месте его разреза крепят к диску (например, винтами) неболь¬
шой кольцевой сектор, фиксирующий кольцо от проворачивания.
Общая фиксация лопаток в продольных пазах профиля «ласточ¬
кин хвост» может быть выполнена также лабиринтными или
упорными кольцами, закрепленными к торцам обода диска таким
образом, чтобы они одновременно перекрывали торцы хвосто¬
виков 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 «лас¬
точкин хвост» обычно выполняют не в продольном, а в попереч¬
ном 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 хвос¬
товиком 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 резуль¬
тате чего лопатка имеет возможность свободного поворота
вокруг оси пальца в пределах небольшого угла ограничиваемого
полкой хвостовика 8 и ребордами. Благодаря этому на оси шар¬
нира обеспечивается практически полная компенсация действу¬
ющих в окружном направлении изгибающих моментов от газо¬
вых сил моментами центробежных сил масс лопатки.
При колебаниях лопатки в шарнире возникают значительные
силы трения, которые способствуют интенсивному демпфирова¬
нию колебаний. Для уменьшения износа элементов данного
соединения поверхности трения покрывают твердой смазкой на
основе двусернистого молибдена. Недостатком шарнирного креп¬
ления лопаток с помощью хвостовиков типа «проушина» явля¬
ется его невысокая прочность, что приводит к необходимос¬
ти увеличения размеров хвостовика и его массы. Поэтому рабо¬
чие лопатки с хвостовиком данного типа обычно изготавли¬
вают из легких материалов: алюминиевых или титановых
сплавов.
Массивные лопатки вентиляторов ТРДД иногда крепят в
продольных пазах ободов дисков с помощью хвостовиков елоч¬
ного типа (см. рис. 3.5, д). Такое крепление обладает повы¬
шенной, 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 плот¬
ный контакт. Демпфирование колебаний обеспечивается силами
трения, возникающими в зонах контакта полок. В некоторых слу¬
чаях на концевых сечениях рабочих лопаток вентиляторов вы¬
полняют бандажные полки, обеспечивающие кроме демпфиро-
71
вания колебаний уплотнение радиального зазора между лопат¬
ками и корпусом.
Наличие антивибрационных (или бандажных) полок сущест¬
венно усложняет технологию изготовления лопаток, снижает
их прочность и приводит к большим гидравлическим сопротивле¬
ниям в проточной части вентилятора. Поэтому в перспективных
конструкциях вентиляторов ТРДД рабочие лопатки предпола¬
гают применять без каких-либо полок. Ведут разработки широ¬
ких пустотелых лопаток, обладающих достаточно высокой собст¬
венной жесткостью. Для демпфирования колебаний предусматри¬
вают 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 выпол¬
няют точным литьем. Окончательную обработку производят
фрезерованием, шлифовкой, механическим или электрохимичес¬
ким 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 по¬
падающих 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. Перспек¬
тивными материалами для лопаток первых ступеней являются
стеклопластики, обладающие хорошей сопротивляемостью уда¬
рам, 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 °С для рабочих лопаток приме¬
няют титановые сплавы ВТ8, ВТ10 и стали различных марок,
например Х17Н2, 13Х14Н2М, ЗОХГСА, 40ХНМА и др. Лопатки
последних ступеней высоконапорных компрессоров, подвержен¬
ные действию больших температур (до 600 °С и выше); изготав¬
ливают из жаропрочных сталей и сплавов, применяемых в газо¬
вых 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 микрошари¬
ками 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 спрямляю¬
щие 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 — че¬
тырехкорпусный статор двухкаскадного компрессора
ТРДД; 1 — кок двигателя; 2 — корпус передней опоры;
3 — ВНА; 4 — корпус направляющих аппаратов; 5 — кор¬
пус задней опоры; 6 — спрямляющий аппарат; 7 — внут¬
реннее кольцо корпуса передней опоры; 8 — внутренние
кольцевые элементы корпуса средней опоры; 9 — регули¬
руемый 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 спрямля¬
ющий 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 много¬
корпусные статоры (четырех- и пятикорпусные) с объединен¬
ными 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 дальней¬
шего 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 повы¬
шения 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 хвосто¬
виков.
Главными элементами конструкции НА являются направляю¬
щие лопатки, которые в общем случае могут иметь следующие
части: профилированную часть — перо 1 (рис. 3. 7, а); хвосто¬
вики 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 по¬
верхности 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 относитель¬
ной толщиной Cemax=0,03...0,04. Площади сечений и хорду про¬
филей обычно для простоты изготовления оставляют постоян¬
ными 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.
Рис. 3.7. Направляющие лопатки (а) и направляю¬
щие аппараты (б):
1 — перо лопатки; 2 — хвостовик типа «полка»; 3 — внут¬
ренняя полка с хвостовиком; 4 — хвостовик типа «цапфа»;
5 — полка хвостовика; 6 — внутренняя цапфа; 7 — про¬
фильные хвостовики; 8 — направляющие лопатки; 9, 10 —
наружное и внутреннее бандажные кольца; 11 — уплотни¬
тельное 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) устанавли¬
вают 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 выпол¬
няют 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 бан¬
дажей НА и рабочих колец, расположенных между бандажами.
В некоторых конструкциях компрессоров рабочие кольца и бан¬
дажи НА отсутствуют. В таких конструкциях корпус НА состоит
только из оболочки.
Применяют разъемные и неразъемные корпусы НА. Разъем¬
ные корпусы могут иметь монтажные, технологические и смешан¬
ные разъемы. По своей форме разъемы корпусов бывают про¬
дольными и поперечными. Продольные разъемы выполняют в
горизонтальной или вертикальной плоскости. По технологичес¬
кому признаку оболочки корпусов НА можно разделить на свар¬
ные, 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 поса¬
дочных поясов поперечных фланцев и внутренней поверхности оболочки произво¬
дят после ее сборки по продольному разъему.
Направляющие аппараты для данного корпуса также выполнены с продоль¬
ными 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 бандаж¬
ными полукольцами 2 установлены неразъемные рабочие кольца 6, также
закрепленные к оболочке корпуса болтами. На внутреннюю поверхность рабо¬
чих 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 сое¬
диняют корпус по продольным фланцам болтами 12. Центрирование частей кор¬
пуса производят призонными болтами или штифтами. Для обеспечения герметич¬
ности 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 полуколь-
цевых бандажей /7 и закреплены к оболочке болтами, передающими на нее от
НА крутящий момент. Между бандажными полукольцами НА установлены не¬
разъемные 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 — ло¬
патка 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, И — внутреннее и наружное силовые
кольца корпуса задней опоры; 12 — призонный болт: 13 — передний корпус
компрессора; 14 — хвостовик типа «полка»; 15 — лопатка ВНА; 16 — внутрен¬
нее 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 отдель¬
ных 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 кор¬
пуса. 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 сов¬
местно 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 подвер¬
жен 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 повы¬
шения 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 внутрен¬
ние 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 распростра¬
нение благодаря вышеотмеченным положительным качествам.
Сварные и штампованные корпусы НА выполняют из нержа¬
веющих 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 конфузор-
ными. В них происходит увеличение абсолютной скорости потока
и его кинетической энергии. Вентиляторы ТРДД с большой сте¬
пенью 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 целе¬
сообразно 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 рассмот¬
ренных 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 воз¬
дух от последних ступеней компрессора для предотвращения
обледенения кромок. Применяют также для этой цели пустотелые
лопатки со вставными дефлекторами, обеспечивающими эффек¬
тивный подогрев лопаток при небольших расходах воздуха.
Спрямляющие аппараты (СпА) устанавливают в некоторых
компрессорах за направляющими аппаратами последних ступе¬
ней 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 внутрен¬
нему 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, выпол¬
ненных в наружном силовом кольце //. 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 наг¬
рузки от подшипника на внешнее кольцо 1, находясь в проточной
части компрессора, поэтому они должны иметь хорошо обтека¬
емую форму, чтобы не создавать больших сопротивлений движе¬
нию воздуха. Функции внутреннего 3 и наружного 1 силовых
колец корпуса опоры могут выполнять целые наборы кольцевых
элементов сложной конфигурации.
Рис. 3.9. Схемы отдельного (а) и объединенного (б) кор¬
пусов 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 кор¬
пус передней опоры (передний корпус) обычно выполняют
литьем из легких сплавов. Радиальные силовые элементы такого
корпуса представляют собой профилированные пустотелые стой¬
ки, изготовленные за одно целое с наружным и внутренним сило¬
выми кольцами. Стойки (в количестве от четырех до восьми)
80
размещают в проточной части с одинаковым шагом. Во внутрен¬
нем кольце корпуса кроме переднего подшипника ротора монти¬
руют узел центрального привода, от которого крутящий момент
к установленным на внешнем кольце агрегатам передают через
валы-рессоры, располагаемые во внутренних полостях профи¬
лированных стоек. Полости стоек используют также для разме¬
щения масляных, воздушных трубопроводов и других ком¬
муникаций.
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 цент¬
рального привода. Радиальными силовыми элементами такого
корпуса обычно являются лопатки ВНА, соединенные с наруж¬
ным и внутренним силовыми кольцами болтами или сваркой.
При формировании корпуса задней опоры компрессора (зад¬
него 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 при¬
менения силового корпуса двигателя с двойной разомкнутой
силовой связью вместо указанных лопаток применяют специаль¬
ные профилированные стойки, привариваемые к оболочкам кор¬
пуса диффузора камеры сгорания (рис. 3. 1, а), с целью умень¬
шения длины внутреннего консольного участка корпуса передней
опоры турбины. В обоих случаях для внутренних кольцевых
элементов заднего корпуса должны быть предусмотрены специ¬
альные 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. Дополни¬
тельным элементом конструкции переходного корпуса, как кор¬
пуса 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 вели¬
чина радиального зазора Дг между концевыми профилями рабо¬
чих лопаток и элементами корпуса НА, через который происхо¬
дит непроизводительное перетекание воздуха со стороны выхода
из рабочего колеса на его вход под действием разности давле¬
ний. Увеличение относительного радиального зазора А г (отноше¬
ния 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 широ¬
ких пределах под действием эксплуатационных нагрузок и темпе¬
ратур, вызывающих возникновение силовых и термических де¬
формаций 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 кор¬
пуса, суммируясь с деформациями от избыточного внутреннего
давления воздуха, приводят к существенному увеличению ради¬
ального зазора. На крейсерских режимах этот зазор также
больше, чем на неработающем двигателе. При выключении дви¬
гателя (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 заклинива¬
ние ротора в статоре, разрушение рабочих лопаток и т. п.
Для предотвращения разрушения рабочих лопаток в случае
их касания о корпус на внутреннюю поверхность элементов кор¬
пуса НА наносят мягкое покрытие 5 (см. рис. 3.8) толщиной
1...3 мм, которое называют уплотнительным слоем. При умень¬
шении 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 компо¬
ненты. Из указанных материалов и специальных лаков изготав¬
ливают пасту, которая по составу должна быть различной для
82
первых и последних ступеней в связи с различными температур¬
ными условиями. Пасту наносят на специально подготовленную
шероховатую поверхность в кольцевые расточки корпуса НА или
на рабочие кольца (см. рис. 3.8), затем высушивают в электро¬
печи и растачивают на заданные диаметры для всех ступеней
одновременно при полностью собранном корпусе НА.
Применение мягких уплотнительных покрытий позволяет
уменьшать исходный радиальный зазор Дг до предельно возмож¬
ной величины, не опасаясь разрушения рабочих лопаток и закли¬
нивания ротора в условиях эксплуатации, приводящих к исчезно¬
вению этого зазора. В выполненных конструкциях осевых комп¬
рессоров минимально допустимые значения относительного ради¬
ального зазора Д 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 °С, вместо мягких
покрытий на основе вышеуказанных материалов применяют
термостойкие металлокерамические или сотовые вставки, исполь¬
зуемые в газовых турбинах.
Для высоконапорных компрессоров современных и перспек¬
тивных ГТД разрабатывают способы активного управления
радиальными зазорами в последних ступенях, где влияние зазо¬
ров наиболее существенно. Один из этих способов основан на
изменении температурной деформации корпуса путем его дозиро¬
ванного 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 охлаж¬
дение 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 преду¬
сматривают переднюю разгрузочную полость с повышенным дав¬
лением воздуха, отделяемую от проточной части лабиринтным
уплотнением.
Для создания межступенчатого лабиринтного уплотнения на
элементах ротора между рабочими колесами выполняют заост¬
ренные выступы (лабиринтные гребни), относительно которых с
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,
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 лаби¬
ринт 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 уплотнитель¬
ное кольцо лабиринта с целью обеспечения возможности пре¬
дельного 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 следую¬
щей формуле [60]:
С?л = *м/(А - pMz ■ R • Го), (3.1)
где р0, Т0 — давление и температура воздуха перед уплотнением,
Па, К; р, — давление за лабиринтом, Па; R — газовая постоян¬
ная, Дж/(кг-К); 2 — число гребней; /6=яДср6— минимальная
площадь проходного сечения щели, м2; Dcp — средний диаметр
щели, м; б — минимальный радиальный зазор между гребнями
и уплотнительным кольцом, м; К — коэффициент расхода, учиты¬
вающий особенности расширения воздуха в зазоре и торможе¬
ния в камерах лабиринта. Значения этого коэффициента, сущест¬
венно зависящие от формы гребней лабиринта, определяют
экспериментальным путем. Для лабиринтов, изображенных на
рис. 3.10, можно принимать следующие величины: К= 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 К получены для зазоров
6=0,1...0,4 мм и числа гребней 2=7.
84
При расположении гребней на конической поверхности (см.
рис. 3.10, б) площадь сечения щели /6 будет переменной вдоль
лабиринта. В этом случае в формулу (3.1) вместо /8 необходимо
подставлять величину V/вв/вк [73], где fbH и /6(С—минимальные
площади проходных сечений в начале и в конце лабиринта.
Как следует из формулы (3.1), расход воздуха через лаби¬
ринт можно уменьшить, увеличивая число гребней z. Однако при
увеличении г будут существенно возрастать осевые размеры
уплотнения. Поэтому при больших перепадах давления приме¬
няют многоступенчатые лабиринтные уплотнения, позволяющие
разместить большое число гребней на малой длине. Пример двух¬
ступенчатого 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 техничес¬
кого состояния деталей в эксплуатации и для других целей.
К ним относятся: устройства защиты входа в компрессор; проти-
вообледенительные и противопомпажные системы; системы газо¬
динамической разгрузки роторов от осевых усилий; устройства,
предназначенные для осмотра деталей проточной части в эксплу¬
атации. 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 приме¬
нения защитных сеток или решеток, устройств струйного и инер¬
ционного типов. Несмотря на большую важность данной проб¬
лемы отмеченные защитные устройства не получили широкого
практического применения, главным образом из-за существен¬
ного их отрицательного влияния на топливную экономичность
двигателей, обусловленного большими потерями на преодоление
гидравлических сопротивлений входа. Защитные устройства при¬
меняют, в основном, для вертолетных ГТД, которые работают
в условиях запыленной воздушной среды, что приводит к интен¬
сивному 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 переме¬
щают частицы пыли в пылесборники.
Рассмотрим более подробно основные из вышеотмеченных
систем и устройств компрессоров.
85
Противообледенительные системы
Их используют для предотвращения образования льда в усло¬
виях высокой влажности и низких температур воздуха на элемен¬
тах входной части компрессора: коке двигателя; стойках и
кольцах переднего корпуса; лопатках ВНА. Обледенение указан¬
ных элементов приводит к искажению геометрии входного трак¬
та, что вызывает существенное ухудшение характеристик двига¬
теля и может стать причиной помпажа компрессора. При обледе¬
нении 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 подо¬
греть их до температуры наружных поверхностей 20...40 °С.
Такой подогрев можно осуществить с использованием имею¬
щихся на двигателе газовых и жидкостных теплоносителей
(отработанный газ, горячий воздух, нагретое масло) или специ¬
альных электронагревателей.
Из газовых теплоносителей основное применение в ГТД ГА
получил горячий воздух температурой 200...250 °С, 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 электромагнит¬
ного клапана. Включение обогрева производится автоматически
по сигналу датчика обледенения или вручную.
Рис. 3.11. Схема компрессора с разгрузочными полостями, элемен¬
тами противопомпажной и противообледенительной систем:
А, Б — передняя и задняя разгрузочные полости; Д — диафрагма;
/ — 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 Более экономичной могла бы быть система обогрева
деталей отработанным газом, подведенным из выходного уст¬
ройства двигателя. Однако в такой системе высокая температура
газа и его химическая активность могут стать причинами короб¬
ления (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 исполь¬
зования в двигателе. При таком способе обогрева должна быть
обеспечена надежная герметичность и высокая прочность магист¬
ралей 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 ха¬
рактерен для ТВД, вертолетных ГТД и некоторых типов ТРДД.
Многие ТРДД имеют чисто воздушные противообледенительные
системы.
Электрические противообледенительные* системы практичес¬
кого 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 обогре¬
ва лопастей воздушных винтов ТВД.
Системы разгрузки роторов от осевого усилия
Данные системы служат для снижения нагруженности и по¬
вышения за счет этого ресурса радиально-упорного шарикового
подшипника ротора. Их применяют в ГТД больших тяг или
мощностей, роторы которых нагружены осевыми усилиями зна¬
чительных величин. Разгрузку осуществляют путем перераспре¬
деления осевых усилий от давления воздуха между ротором и
статором компрессора.
Наиболее распространенным способом снижения- действую¬
щего 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 лаби¬
ринтом 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 рБ площадь проходного сечения
калиброванной диафрагмы /д определяют из условия равенства
расходов воздуха через нее и лабиринт 6. Исходя из этого
условия, величину площади fa можно найти по уравнению рас¬
хода воздуха через диафрагму Д:
6д==с., = М-/;
Рб
VRT~k
(3.2)
где р — коэффициент расхода, который можно принимать рав¬
ным 0,8; рн — давление атмосферного воздуха, Па; Тк—темпера¬
тура воздуха за компрессором, К; R=287 Дж/кг-К — газовая
постоянная; £—1,4 — показатель адиабаты.
Применение задней разгрузочной полости позволяет умень¬
шить осевое усилие ротора на величину АРБ=(рк—рБ) (Д|б~-
—D\B) (л/4), которую можно изменять при заданном давлении рБ
путем подбора диаметра Д2Б расположения лабиринта 6. Если это¬
го уменьшения недостаточно для обеспечения требуемой долговеч¬
ности 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 по¬
лости осевую силу ротора можно уменьшить на величину АРА—
={ра—рв)(Д|а—^1а)(л/4)- На такую же величину будет повы¬
шена 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) комп¬
рессора. В компрессорах применяют два основных типа противо-
помпажных устройств: 1) устройства перепуска воздуха в атмос¬
феру или наружный контур ТРДД; 2) механизмы поворота лопа¬
ток направляющих аппаратов.
Перепуск воздуха осуществляют из средних ступеней комп¬
рессора 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 лд (7...8 и более) перепуск воздуха произво¬
дят последовательно за двумя (иногда даже за тремя) группами
первых ступеней, включая при дросселировании двигателя вна¬
чале перепуск за первой группой, а затем за последующими.
Отверстия или окна перепуска выполняют в большом коли¬
честве, равномерно размещая их по окружности корпуса комп¬
рессора в зоне НА или перед рабочим колесом выбранной сту¬
пени (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 выпол¬
няют заодно с ним кольцевые коробки 3 или отдельные ресиверы
достаточно большого объема, на которых устанавливают запор¬
ные устройства какого-либо типа, например гибкую ленту /,
тарельчатые клапаны 4, заслонки 6. Используют также в качест¬
ве запорных устройств пластинчатые клапаны (см. рис. 3. 12, г),
представляющие собой закрепленные к кольцевой коробке упру¬
гие пластины 10 с кулачками 9, на которые в момент открытия
перепуска набегают ролики при повороте ведущего кольца 7.
Силовые приводы запорных устройств могут быть пневмати¬
ческими (пневмоцилиндры), гидравлическими (гидроцилиндры,
работающие на основном топливе) или электрическими. Включе¬
ние перепуска воздуха производится автоматически по сигналам
датчиков физической, приведенной частот вращения ротора или
степени повышения давления воздуха в компрессоре.
Устройства перепуска воздуха обеспечивают достаточно ус¬
тойчивую работу компрессора на нерасчетных режимах. Они
просты по конструкции и в управлении. Однако включение пере¬
пуска сопровождается существенным увеличением удельного рас¬
хода топлива и температуры газа перед турбиной. Поэтому режи¬
мы 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 направ¬
лений, близких к расчетным, за счет поворота лопаток НА
вокруг своей оси. Число РНА может достигать 70% и более от
общего числа ступеней компрессора. При дросселировании дви¬
гателя лопатки НА первых ступеней поворачивают в направ¬
лении уменьшения установочных углов, а последних ступеней —
их увеличения.
89
90
G CM
91
двухопорного BHA; 6 — НА рамного типа; в — консольного НА; 1 — передний корпус компрессора;
поворотные рычаги; 3 — ведущие кольца, 4 — втулки, используемые в качестве подшипников
скольжения; 5 — полукольца
Поворотные лопатки РНА (рис. 3.13) имеют цилиндрические
цапфы, с помощью которых они опираются на втулки 4 и полу¬
кольца 5, выполняющие роль подшипников скольжения. Втулки
и полукольца изготавливают из антифрикционных материалов —
алюминиевых сплавов, бронзы, фторопласта. На наружные цап¬
фы 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 гидроцилинд¬
рами. Управление механизмами поворота лопаток автоматизиро¬
вано. Оно производится по сигналам датчиков приведенной час¬
тоты 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 за¬
пуска двигателя.
3.6. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Центробежные компрессоры уступают осевым по таким пока¬
зателям, как удельная производительность, КПД и степень повы¬
шения давления. Однако они имеют более широкий диапазон
устойчивых режимов, малые осевые габариты (но увеличенный
диаметр), простую конструкцию и низкую стоимость произ¬
водства. В маломощных ГТД центробежные компрессоры в ряде
случаев более эффективны, чем осевые, поэтому их применение
ограничивают данным классом двигателей.
Центробежные компрессоры применяют одно- и двухступен¬
чатые, 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 направля¬
ющий аппарат 2. В некоторых конструкциях этот аппарат изго¬
тавливают 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
w/шл 18
93
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 ис¬
пользованы также и осевые штифты 18.
В полузакрытых рабочих колесах с односторонним входом
воздуха на задней торцевой поверхности несущего диска выпол¬
няют гребешки лабиринтного уплотнения 7, предназначенного
для уменьшения утечек воздуха со стороны выхода из компрес¬
сора 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 пло¬
щади проходного сечения.
Рабочие колеса и вращающиеся направляющие аппараты
центробежных компрессоров изготавливают штамповкой с после¬
дующей механической обработкой из алюминиевых сплавов типа
АК2 или АК4. Высоконагруженные рабочие колеса, работающие
при высоких окружных скоростях, выполняют из титановых
сплэбов 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 выпол¬
няют также роль силовых элементов корпуса передней опоры.
Корпус компрессора состоит из нескольких деталей, изготов¬
ленных, как правило, литьем и соединенных между собой с
помощью фланцев. Жесткость корпуса повышают применением
ребер, расположенных радиально и по окружности. На внутрен¬
нюю 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 разме¬
шают 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 ради¬
ального диффузора размещают улитку 12, в которой продолжа¬
ется торможение потока, а на выходе из нее—выходные пат¬
рубки 11. Лопатки радиального и осевого диффузоров могут
быть выполнены литьем совместно с корпусом, но чаще приме¬
няют вставные диффузоры с различными способами их крепле¬
ния к корпусу. Некоторые из этих способов показаны на рис.
3.14, б.
Конструкционными материалами для элементов корпуса цент¬
робежного компрессора служат алюминиевые литейные сплавы
АЛ4, АЛ5. Лопатки диффузоров иногда изготавливают из
сталей для повышения их стойкости к эрозионному износу. Ло¬
патки 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 мощ¬
ностей неэффективно, так как при небольших расходах воздуха
лопатки их последних ступеней получаются слишком короткими,
что приводит к существенным потерям энергии на непроизводи¬
тельные перетекания воздуха в радиальных зазорах. Поэтому
для обеспечения достаточно высоких значений в компрессорах
таких ГТД за осевыми ступенями последовательно устанавли¬
вают заключительную центробежную ступень, которая удовлет¬
ворительно работает при малых расходах воздуха и может дать
от 40 до 75% общей работы сжатия. Выполненные по данной
схеме комбинированные компрессоры получили название осе¬
центробежных.
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 центро¬
бежной частей применяют обычно общий литой корпус 5,
имеющий продольные разъемы, а также продольные 6 и попе¬
речные 7 ребра жесткости. Выходную часть компрессора рас¬
сматриваемого типа формируют так же, как и для чисто центро¬
бежного. В компрессоре, схема которого приведена на рис. 3.15,а,'
выходная часть имеет радиальный безлопаточный диффузор 11 и
95
улитку 9, от которой воздух отводится в камеру сгорания двига¬
теля отдельными патрубками. Во входной части используют эле¬
менты 1—4, характерные для осевых компрессоров.
В № 17 № S В 7 м го
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 направляю¬
щих аппаратов; 6 — продольные ребра жесткости; 7 — попе¬
речные ребра жесткости; 8 — корпус улитки; 9—улитка; 10 —
задняя крышка улитки; 11 — безлопаточный радиальный диффу¬
зор; 12—рабочее колесо центробежной ступени; 13 — корпус
задней опоры; 14 — стяжной болт; 15 - - стойки переднего корпу¬
са; 16—передний корпус компрессора; 17—рабочее колесо
диагональной ступени; 18 — щелевая проставка; 19 — направ¬
ляющий аппарат последней ступени; 20 — спрямляющий аппарат;
21 — сварной корпус задней опоры; 22 — стойки корпуса задней
опоры
Стремление хотя бы частично устранить недостатки центро¬
бежного 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 дейст¬
вия центробежных сил, так и за счет уменьшения относительной
скорости в расширяющихся межлопаточных каналах. Существен¬
ное сжатие воздуха в рабочем колесе позволяет уменьшить сте¬
пень его торможения и связанные с этим потери в диффузоре,
который фактически приобретает функции направляющего аппа¬
рата 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 соеди¬
няют с рабочими колесами осевых ступеней по схеме формиро¬
вания ротора барабанно-дисковой конструкции. При отборе мощ¬
ности 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 агре¬
гатов передней части двигателя целесообразно применять осевой
вход воздуха в диагональную ступень, исключающий гидравли¬
ческие 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 про¬
точной частью окнами щелевой проставки 18.
Осевая часть компрессора данного типа может быть выпол¬
нена 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 жест¬
кости. На выходе установлен сдвоенный неподвижный лопа¬
точный 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 диффу¬
зоре камеры сгорания.
Кроме вышерассмотренных, возможно также применение дру¬
гих схем комбинированных компрессоров, например диагонально¬
центробежного 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 пред¬
меты, например камни, птицы, крупный град, куски льда с ВПП
или РД, могут вызвать локальные забоины и вмятины на дета¬
лях проточной части, большие их общие остаточные деформации
или даже полное разрушение (обрыв) рабочих лопаток с после¬
дующими 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,уве¬
личением удельного расхода топлива и температуры газа перед
турбиной. Искажение расчетной геометрии поврежденных лопа¬
ток вызывает разбалансировку ротора и повышение уровня
вибраций двигателя, а также может стать причиной появления
новых резонансных режимов и автоколебаний лопаток. Механи¬
ческие повреждения создают повышенную концентрацию напря¬
жений в лопатках, что совместно с вышеуказанным увеличением
уровня вибронагруженности развивает возможность их ускорен¬
ного разрушения от усталости.
Распространенной неисправностью вентиляторов ТРДД явля¬
ется 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 лопа¬
ток из-за утраты полками своих демпфирующих свойств и сниже¬
ния жесткости рабочего колеса.
Для уменьшения повреждений деталей компрессора крупными
посторонними предметами необходимо создавать защитные уст¬
ройства на входе в двигатель, повышать прочность и жесткость
элементов входной части компрессора (особенно рабочих колес
первых ступеней), а также размещать воздухозаборники по воз¬
можности на большем удалении от поверхности земли. Кроме
конструктивных мероприятий по снижению указанных повреж¬
дений следует использовать эксплуатационные, такие как тща¬
тельная 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 коли¬
чества песка и пыли приводит к интенсивному эрозионному
износу лопаток компрессора, ухудшающему их аэродинамические
и прочностные характеристики. Эрозионному износу (выветри¬
ванию) подвержены также мягкие покрытия, применяемые для
уплотнения радиальных зазоров проточной части, при котором
(как и в случае износа лопаток) падает КПД компрессора и воз¬
растает удельный расход топлива двигателя. Для уменьшения
эрозионного износа элементов компрессора применяют пыле¬
защитные устройства на входе в двигатель, рабочие и направля¬
ющие лопатки первых ступеней выполняют стальными, исполь¬
зуют мягкие покрытия с повышенной эрозионной стойкостью.
Наличие в атмосферном воздухе влажных частиц глины, реч¬
ного ила и других вязких компонентов может постепенно выз¬
вать 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 солонча¬
ковой пыли, которые являются причиной коррозии деталей комп¬
рессора, особенно лопаток последних ступеней, где коррозия
активизирована повышенными температурами. Наиболее подвер¬
жены коррозионным повреждениям тонкие выходные кромки
лопаток. Эти повреждения создают повышенную концентрацию
напряжений и возможность развития усталостных трещин в
лопатках при колебаниях. Для обеспечения высокой коррозион¬
ной 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 вибра¬
ционных нагрузок и снижения прочностных свойств материалов
под влиянием целого ряда причин (возможно случайных),
отдельные из которых рассмотрены выше. Причинами усталост¬
ного разрушения деталей могут быть также не обнаруженные в
производстве металлургические и технологические дефекты: пус¬
тоты и включения в материалах деталей, прижоги поверхностей
при шлифовании и т. п.
Для своевременного обнаружения вышерассмотренных неисп¬
равностей компрессоров следует выполнять периодические ос¬
мотры всех элементов их проточной части. Поэтому корпусы
компрессоров оборудуют необходимым количеством смотровых
окон. Окна закрывают легкосъемными заглушками, для крепле¬
ния 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 прибо¬
ров — эндоскопов. Использование в этих приборах гибких воло¬
конных 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 агрега¬
тов, 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, закли¬
нивание механизма поворота лопаток НА и т. п.). Для поиска
неисправностей данных систем используют рекомендации, разра¬
батываемые 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 обес¬
печить выполнение следующих требований по эффективности,
надежности работы и технологичности: высокая полнота сгора¬
ния 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 соп¬
ловых аппаратов и уменьшения вибрационных напряжений в
рабочих лопатках); стабильность в процессе эксплуатации ради¬
альной 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 продук¬
тах сгорания.
4.1. ОРГАНИЗАЦИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА
В КАМЕРЕ СГОРАНИЯ
Большое влияние на протекание процесса горения в камерах
оказывают состав топливовоздушной смеси, температура и дав¬
ление в камере.
Состав смеси характеризуется коэффициентом избытка воз¬
духа а, который представляет собой отношение действительного
расхода воздуха GB к теоретически необходимому для сжигания
топлива:
(х GJ L0GT,
где L0 — стехиометрический коэффициент, т. е. количество воз¬
духа, необходимое для сжигания 1 кг топлива (для керосина
L0= 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 атах<а<ат111
наступает срыв процесса горения.
Горение в камере проходит тем интенсивнее, чем выше темпе¬
ратура, давление и степень турбулентности потока. Чем выше
скорость горения, тем меньше потребный объем камеры, ее габа¬
риты и масса.
100
Минимальные габариты будут иметь камеры со стехиометри¬
ческим составом смеси (а=1). Однако высокая температура
продуктов сгорания такой смеси (~2500 К) недопустима для
лопаток турбин при современном уровне жаропрочности мате¬
риала и технологии производства.
Рис. 4.1. Зависимость температуры продуктов сгорания от коэффи¬
циента избытка воздуха
Достигнутый в настоящее время уровень температур газов
перед турбиной составляет 1600... 1700 К. Такое снижение темпе¬
ратуры по сравнению со стехиометрической требует увеличения
коэффициента избытка воздуха в камере до сс=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...1Д*
и зону (область) смешения, где осуществляется подмешивание
избыточного воздуха для снижения температуры газов до допус¬
тимого 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% осу¬
ществляется через отверстия стабилизирующего устройства
жаровой трубы и первые ряды отверстий в ее стенках. Стабили¬
зирующее 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 непре¬
рывно поджигают их. Благодаря этому становится возможным
существование стационарного фронта пламени в потоке топливо¬
воздушной 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 (GBu на рис. 4.2).
Подвод осуществляется через основные (смесительные) отверс¬
тия, расположенные в несколько поясов по длине жаровой трубы.
Часть этого воздуха используется для пленочного охлаж¬
дения 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 компрессо¬
ром. Преимущества данной схемы заключаются в хорошей про¬
изводственной, ремонтной и эксплуатационной технологичности
102
(легкость доводки камеры при ее разработке и испытании, прос¬
тота сборки, возможность замены в эксплуатационных усло¬
виях) .
В то же время принципиальные недостатки трубчатых камер
(большие габариты и масса всего узла камеры, большая нерав¬
номерность поля температуры газа на выходе) привели к тому,
что в современных ГТД индивидуальные камеры почти не нахо¬
дят 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 двух¬
ступенчатая центробежная топливная форсунка. Перфорацион¬
ный конус интенсифицирует горение за счет турбулизации по¬
тока, 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 центри¬
рующими стаканами 3, расположенными под углом 120° друг к
другу. Свободное опирание трубы спереди — на форсунку,
сзади — на газосборник обеспечивает свободу ее теплового рас¬
ширения. Жаровые трубы соседних камер соединяются между
собой при помощи соединительных патрубков. Это позволяет вы¬
равнивать давление в камерах и осуществлять зажигание смеси
при запуске в тех камерах, где нет воспламенителей.
ЮЗ
Трубчатые камеры хорошо компонуются в сочетании с цент¬
робежным 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, имею¬
щая вид тороидальной оболочки вращения, расположена в коль¬
цевом пространстве между наружным и внутренним корпусами,
ограничивающими проточную часть камеры.
Кольцевые камеры компактны, хорошо вписываются в габа¬
риты 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 эксплуа¬
тационной технологичностью, так как контроль технического
состояния и замена их в эксплуатационных условиях затруднены.
Отработка камер в процессе доводки требует громоздких испыта¬
тельных стендов. Тем не менее, достоинства кольцевых камер
сгорания обуславливают все более широкое их применение в
конструкциях современных ГТД.
Примеры конструктивного выполнения кольцевых камер пред¬
ставлены 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, восприни¬
мающих также вес передней части жаровой трубы. Телескопи¬
ческое соединение обеспечивает опирание задней части жаровой
трубы и ее свободное тепловое расширение.
В передней торцевой части жаровой трубы приварена толсто¬
стенная 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 уста¬
новлено 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 жаро¬
вой трубы. Смесительный воздух поступает, в основном, через сме¬
сительные 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 ско¬
рости воздуха, поступающего в зону горения до требуемого
уровня. В сочетании с основным диффузором срывного типа
такая конструкция позволяет получить более компактную в осе¬
вом направлении камеру.
В малоразмерных двигателях и вспомогательных силовых
установках для получения минимальных осевых габаритов часто
применяют противоточные кольцевые камеры сгорания, в кото¬
рых направление потока внутри камеры изменяется на 180°.
Трубчато-кольцевые камеры
Трубчато-кольцевые камеры сгорания образованы комбина¬
цией конструктивных признаков трубчатых и кольцевых камер.
Отдельные жаровые трубы расположены в кольцевом прост¬
ранстве между наружным и внутренним корпусами. Зоны горе¬
ния соседних жаровых труб сообщаются посредством соедини¬
тельных 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 горе¬
ния и доводку камеры. По сравнению с кольцевыми этот тип
камер обладает повышенной эксплуатационной технологич¬
ностью.
Для осмотра жаровых труб наружный корпус камеры сдви¬
гают в сторону турбины либо выполняют с продольным эксплуа¬
тационным 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 сум¬
марный объем жаровых труб для трубчато-кольцевой камеры
сгорания):
У мз,
Г Ж * /-ч » *
Рк<?ж
где GT — часовой расход топлива, кг/ч; Ни — удельная теплота
сгорания, кДж/кг; (для керосина 43000 кДж/кг); £кс —
коэффициент выделения тепла (£кс=0,98...0,99); р*— давление
105
*07
Рис. 4.4. Кольцевая камера сгорания с многофорсуночным подводом топлива:
а — общий вид; б — сечения
108
Рис. 4.5. Кольцевая камера сгорания:
спрямляющая лопатка; 2 — фиксатор жаровой трубы; 3, 4, 5 — топливоподающая арматура; 6 — форсунка; 7 — воспламени¬
тель; 8— жаровая труба; 9 — наружный корпус; 10— внутренний кожух
на выходе из компрессора, Па; Qx — теплонапряженность ка¬
меры, кДж/м3 • ч • Па.
Величина Qx 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 значе¬
ниям температур газа.
2. Определяют максимальную площадь поперечного сечения
камеры сгорания: G
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 усло¬
вия Дкс= (1,05...1,1) DK, где DK — наружный диаметр на выходе
из компрессора;
4. Определяют внутренний диаметр камеры dKC:
dKC = -Vм-
5. Рассчитывают диаметр делительной окружности Dn, деля¬
щей поперечное сечение камеры на две равновеликие по площади
части: .
D = V кс „ м.
6. Определяют площадь поперечного сечения жаровой трубы
(суммарную площадь жаровых труб для трубчато-кольцевой
камеры) исходя из статистических данных:
Рж=(0,6...0,8) Ркс, м2.
Большие значения коэффициента соответствуют кольцевой
камере.
7. Рассчитывают длину жаровой трубы:
, _УШ
^жт г »
'ж
8. Для кольцевой камеры определяют высоту кольца /гж:
9. Для трубчато-кольцевой камеры диаметр (1Ж и число жаро¬
вых труб i находят их уравнений:
/•Ж=-Дс^г; nDR=idm ■ k,
где k—1,1. ..1,5 — коэффициент, учитывающий необходимость
промежутка между жаровыми трубами.
109
Совместное решение этих уравнений дает:
4 Fk
idD,
"А,
d„-k'
Полученное значение i округляют в меньшую сторону до целого
числа Г и уточняют диаметр йж:
л, * М.
l k
10. Определяют длину диффузора на входе в камере сгора¬
ния; по статистическим данным /диф= (0,4...0,6) /жт. Меньшие
величины коэффициента соответствуют срывным и комбиниро¬
ванным диффузорам.
11. Определяют полную длину камеры:
I =1 +1
VKC 1жт I *
лиф’
4.3. КОНСТРУКЦИЯ ЭЛЕМЕНТОВ КАМЕР СГОРАНИЯ
В соответствии с принципами организации рабочего процесса
в камере основными элементами ее, обеспечивающими выполне¬
ние соответствующих функций, являются: диффузор; фронтовое
устройство; смесительное устройство; элементы охлаждения сте¬
нок жаровой трубы; элементы крепления; пусковые воспламени¬
тели; 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 требо¬
вания существенно увеличивает длину диффузора, а следова¬
тельно, 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 гидравличес¬
кие потери. Однако вдали от расчетного режима характеристики
изоградиентного диффузора существенно ухудшаются, возрас¬
тают 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 диф¬
фузоры фиксированного срыва (см. рис. 4.6,в), в которых для
уменьшения длины узла и стабилизации поля температур перед
турбиной обеспечивают торможение потока в канале, заканчи¬
вающемся внезапным расширением. Такие диффузоры обладают
высокой стабильностью характеристик, минимальными осевыми
по
габаритами, но повышенными потерями полного давления. В
ряде конструкций диффузоров применяется комбинация указан¬
ных 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 жаро¬
вой трубы. Они осуществляют дозировку воздуха, поступаю¬
щего в зону горения, и создают зону обратных токов, стабилизи¬
рующих фронт пламени в определенной области зоны горения.
В некоторых конструкциях камер (см. рис. 4.5) фронтовые
устройства жаровых труб содержат дополнительные диффузор-
ные 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 стаби¬
лизатор 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) ста¬
билизаторы.
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
в лопаточном завихрителе воздух отбрасывается центробежными
силами на периферию жаровой трубы, а в центральной ее части
образуется зона пониженного давления, способствующая образо¬
ванию обратных токов. В щелевом и струйном стабилизаторах
аналогичный эффект создается за счет принудительного направ¬
ления воздуха к периферийной зоне.
а
О
3
Рис. 4.7. Стабилизаторы пламени:
■S а — лопаточный; б — щелевой; в — струйный
К числу фронтб'вых устройств, нашедших применение в конст¬
рукции некоторых камер сгорания, относят турбулизаторы воз¬
духа (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 турбу¬
лентность 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 гид¬
равлические потери, но глубина проникновения смесительного
112
воздуха может оказаться недостаточной, особенно для кольцевых
камер сгорания. Смесительные патрубки обеспечивают необхо¬
димую глубину и интенсивность перемешивания воздуха с газом,
однако они создают большее сопротивление, чем отверстия.
Кроме того, возникают трудности с охлаждением концов патруб¬
ков, глубоко заходящих в зону горения.
Вид А
(ЕЕ)
а
Рис. 4.8. Смесительные устройства:
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 напря¬
жений 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:
1 — плавающая втулка; 2 — стенка
жаровой трубы
8 Зак. 4527
Рис. 4.10. Отбортовка отверстий
113
Для снижения температуры стенок жаровой трубы применяют
пленочно-заградительное (рис. 4.11, а) или радиаторное охлаж¬
дение. По эффективности использования охлаждающего воздуха
пленочно-заградительное охлаждение значительно превосходит
радиаторное и потому получило широкое распространение.
Рис. 4.11. Охлаждение стенок жаровой трубы:
с — пленочно-заградительное; б — душевое + пленочное;
в — двойное пленочное охлаждение; г — сравнение эффек¬
тивности способов охлаждения по величине расхода
воздуха; д термокомпенсационные разрезы
Одним из недостатков пленочного охлаждения является высо¬
кий уровень температурных напряжений в месте стыка (сварки)
двух кольцевых секций, одна из которых, наружная, имеет более
низкую температуру, чем внутренняя, обращенная к зоне горе¬
ния. При этом в наружной оболочке возникают напряжения
растяжения, способные вызвать образование трещин. Для сни¬
жения температурных напряжений в месте стыка оболочек при¬
меняют термокомпенсационные разрезы (см. рис. 4.11, с>).
Стремление повысить эффективность использования воздуха,
охлаждающего стенки камеры, привело к появлению более слож¬
ных систем охлаждения, показанных на рис. 4. 11, б, в. Сравни¬
тельный 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 преду¬
смотрено для двигателей с высокими параметрами цикла: л*=
30...35, Г; =1750... 1800 К-
Элементы крепления жаровой трубы камеры сгорания долж¬
ны 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 фикса¬
торов, воспринимающих осевую силу жаровой трубы и не пре¬
пятствующих 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 контакт¬
ное давление при передаче усилия, чем облегчается свободное
тепловое расширение жаровой трубы. В кольцевых камерах сго¬
рания фиксаторы помимо осевой силы передают также попереч¬
ную силу жаровой трубы. В индивидуальных и трубчато-коль¬
цевых камерах поперечная сила передается посредством свобод¬
ного 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 воспламе¬
нение 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 воспламе¬
нителя. 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 дренаж¬
ной системой. Устройство состоит из золотника клапана 2 с кони¬
ческой 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 каме¬
ры сгорания; 2 — золот¬
ник клапана; 3 — корпус;
4 — пружина; с — отвер¬
стие слива топлива из ка¬
меры сгорания; б — от¬
верстие отвода топлива в
дренажную систему
вниз и своей конической посадочной поверхностью садится на
седло клапана, выполненное в корпусе устройства. После выклю¬
чения 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, загряз¬
няют окружающую среду, способствуют образованию фотохими¬
ческого смога. К таким компонентам следует отнести оксиды
азота (Л/Ох), серы (SOK), углерода (СО), сернистые соединения
(H2S), углерода (СН) и дым (частички сажи).
П6
Количественно наличие отдельных выбросов оценивают в
граммах загрязняющего вещества, приходящегося на I кг сго¬
ревшего топлива. К наиболее химически активным выбросам
относят соединения серы (S02, SO3), которые во взаимодействии
с водяными парами образуют серную кислоту. Самое радикаль¬
ное 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 окси¬
дов азота особенно обострилась в связи с ростом параметров
цикла авиационных ГТД (л*, Г*).
Выбросы оксидов углерода (СО) и углеводородов (СН)
интенсифицируются на режимах малой мощности ГТД, когда
вследствие понижения температуры и давления воздуха, посту¬
пающего в зону горения, а также ухудшения качества и равно¬
мерности распыливания 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 (Г..2 мс
вместо обычных 4...6 мс);
— применение двухзонных- камер с последовательным распо¬
ложением зон и с предварительным смешением топлива и воз¬
духа (рис. 4. 14). При этом на режиме малой мощности работает
только первая (верхняя) зона горения, куда поступает топливо¬
воздушная 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 NOx;
—применение двухъярусных камер сгорания (рис. 4.15), в
которых, как и в двухзонных камерах, сгорание топливовоздуш¬
ной смеси оптимизировано на крайних по мощности режимах: на
малых нагрузках работает только внешний контур, а при увели¬
чении режима работают обе зоны, причем главная часть топлива
подается в основную зону горения.
Попытка реализации современных требований, предъявля¬
емых к камерам сгорания как по эффективности, так и по сниже¬
нию эмиссии вредных выбросов, осуществлена на эксперимен¬
тальном ТРДД Е3 (Energy Efficient Engine). Параметры двига¬
теля на взлетном стендовом режиме: л*=29,9, Г’=1619 К,
GB=55,2 кг/с, т = 4,5, Р= 162,3 кН, а=3,09, rir=0,995. Ha дви-
117
Рис. 4.14. Схема двухзонной камеры сгорания с последовательным рас¬
положением 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 несгорев¬
ших углеводородов. На повышенных режимах работы подклю¬
чается основная зона горения, позволяющая получить низкий
уровень эмиссий окислов азота АЮх. В обеих зонах использованы
центробежные форсунки в сочетании с двумя соосными завихри-
телями с противоположным направлением закрутки воздуха.
Эффективность проведенных на двигателе Е3 мероприятий по
снижению уровня эмиссии характеризуется данными, приведен¬
ными в таблице.
Уровни эмиссии вредных веществ в продуктах сгорания
Двигатель
Эмиссия в единицах ЕРА
СО
НС
X
О
Z
Дым
CF6-50
10,8
4,3
7,7
13
JT9-7A
10,4
4,8
6,5
4
£3
4,1
0,52
4,7
В камере сгорания применен диффузор с короткой безотрыв¬
ной частью и с последующим внезапным расширением потока,
нечувствительный к изменению входных профилей скорости.
Другая отличительная особенность этого двигателя — приме¬
нение эффективных методов охлаждения жаровой трубы. Одна
из испытанных модификаций камеры сгорания двигателя преду¬
сматривала 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 сег¬
мента. Каждый из сегментов внутренней стенки устанавливается
в соответствующий кольцевой трапециевидный паз силовой обо¬
лочки. 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 тру¬
бах на эксплуатационных режимах.
4.5. ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ КАМЕР СГОРАНИЯ
К основным неисправностям камер сгорания, обнаружива¬
емым 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 горе¬
ния в данной камере. Отложение нагара на торцах форсунок
искажает фронт пламени и поле температур. Это приводит к про¬
гарам 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 сте¬
нок 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 повтор¬
ного запуска двигателя после неудачного без предварительной
холодной прокрутки и продувки газовоздушного тракта. Не¬
смотря на наличие дренажного клапана, соединяющего нижнюю
полость камеры с системой дренажа, загорание остатков топ¬
лива на стенках камеры при повторном запуске может привести
к перегреву и короблению камеры.
Другой распространенный дефект камер сгорания, обнаружи¬
ваемый при эксплуатационном периодическом осмотре внутрен¬
них полостей, — трещинообразование. Основная причина появле¬
ния трещин — повышенный уровень термоциклического воздейст¬
вия в зонах, имеющих значительный температурный градиент,
например на кромках отверстий подвода вторичного воздуха, в
местах стыка горячей и относительно холодной оболочек. Появ¬
лению таких трещин способствуют отклонения в геометрии дета¬
лей или технологии их изготовления и сборки: чрезмерно острые
кромки отверстий, остаточные напряжения после сварки, пере¬
косы и несоосности при монтаже.
Другая причина образования трещин — резонансные колеба¬
ния тонкостенных оболочечных конструкций, составляющих
камеру сгорания. Такие колебания выявляются в процессе дли¬
тельных 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 удовлетвори¬
тельной экономичностью.
Классифицируют газовые турбины в зависимости от направ¬
ления движения газового потока, количества ступеней и каска¬
дов, а также способов использования теплоперепада и подвода
газа к рабочему колесу.
По направлению движения потока различают осевые и цент¬
ростремительные турбины. В осевых турбинах поток в меридио¬
нальном 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 основ¬
ном турбины ГТД небольшой тяги (мощности), а также ВСУ
различного назначения. Большинство турбин современных
ГТД — двухкаскадные. В некоторых ТРДД применяют трех¬
каскадные схемы.
Большинство газовых турбин являются реактивными (тур¬
бины со ступенями давления), в которых давление газа умень¬
шается 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 газо¬
вый поток подводится к сопловому аппарату турбины в некото¬
рой части окружности. Однако КПД такой турбины меньше, чем
при подводе газа по всей окружности, и применяют их в авиаци¬
онных ГТД в тех случаях (например, в подъемных вентиля¬
торах), 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 сту¬
пеней и каскадов.
Проточная часть многоступенчатой турбины может быть схе¬
матизирована в виде нескольких форм меридионального про¬
филя, 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 меридиональ¬
ного сечения как во втулочной, так и в периферийной частях
турбины невелики, что способствует снижению потерь. Во второй
схеме из-за уменьшения среднего диаметра величина срабаты¬
ваемого теплоперепада снижается от первой ступени к последней,
что приводит к росту их потребного числа. Из других недостат¬
ков следует отметить увеличение угла расширения во втулочной
части турбины, что может вызвать отрыв потока, а также увели¬
чение длины лопаток последних ступеней по сравнению с преды¬
дущей схемой, приводящее к снижению их статической и дина¬
мической прочности. К преимуществам данной схемы можно от¬
нести 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. Даль¬
нейшего уменьшения числа ступеней можно достигнуть при уве¬
личении как наружного, так и внутреннего диаметров турбины.
Такая схема может применяться в турбинах ТРДД с большой
степенью двухконтурности (см. рис. 2.4), где возникает необхо¬
димость 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 под¬
шипник, который располагается перед или за дисками турбины.
При этом в трехопорной схеме ротора ТТД ротор турбины
другим своим концом опирается на ротор компрессора, а соеди¬
нение роторов обеспечивает передачу крутящего момента, осе¬
вого 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 эле¬
менты, 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 соеди¬
няют с наружными элементами статора силовыми стойками.
В двухвальном ГТД ротор ТВД имеет обычно один подшип¬
ник, 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 под¬
шипника ТНД связан с наружным корпусом силовыми стойками.
5.2. РОТОРЫ ОСЕВЫХ ТУРБИ Н
Основными элементами конструкции роторов турбин явля¬
ются рабочие лопатки, диски и валы. В межлопаточных каналах,
образуемых рабочими лопатками, осуществляется преобразо¬
вание энергии газового потока; диски служат для размещения
лопаток и воспринимают нагрузки, возникающие при вращении
ротора. Валы обеспечивают передачу крутящего момента к комп¬
рессору или редуктору, а также служат для размещения подшип¬
ников, 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 соедине¬
ния 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 действую¬
щих температур и центробежных нагрузок в конструкции роторов
турбин не применяется барабанная схема. Основные виды сило¬
вых 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 ответственных и напря¬
женных деталей ГТД. Ее основными элементами (рис. 5. 1) явля¬
ются перо и хвостовик.
Рис. 5.1. Рабочая лопатка
турбины:
/ — бандажная полка; 2 —
профилированная часть
(перо); 3 — ножка хвосто¬
вика; 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) очерчи¬
вается дугой (или дугами) окружности, а выпуклая поверхность
(спинка)—отрезками параболы или лемнискаты. Входная и
выходная кромки пера очерчиваются обычно дугами окруж¬
ностей и выполняются преимущественно прямолинейными по
радиусу. При совмещении профилей в различных сечениях их
центры масс располагаются с учетом снижения напряжений из¬
гиба 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 про¬
филей уменьшают.
Хвостовик обеспечивает крепление рабочей лопатки к диску.
Исключительное распространение в турбинах получил хвостовик
Рис. 5.2. Профили рабочих
(а) и сопловых (б) лопаток:
1 — профиль в концевом се¬
чении; 2 — профиль в корне¬
вом сечении; Ь — хорда про¬
филя; 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 конструк¬
циях варьируется от 2 до 6. С увеличением числа зубьев
снижается нагрузка, приходящаяся на каждую пару, но одно¬
временно 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 обрат¬
ному 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 уров¬
нем температур в соединении.
Установка лопаток в паз диска осуществляется с некоторым
зазором (0,2...0,3 мм), что устраняет возможность возникнове¬
ния дополнительных напряжений в ободе диска при нагреве
лопатки (температура лопатки на рабочих режимах выше темпе¬
ратуры 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 нагру¬
зок), 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) птах лопатка практически жестко защем¬
ляется в диске.
К недостаткам данного типа крепления следует отнести слож¬
ность изготовления хвостовика и плохой теплоотвод от лопаток к
диску из-за малой поверхности контакта (в определенной степени
последний недостаток устраняется продувкой соединения охлаж¬
дающим 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 хвос¬
товика, образующая профиль проточной части. Применение
ножки хвостовика между полкой хвостовика и его частью, пред¬
назначенной непосредственно для крепления, обеспечивает тепло¬
вую защиту соединения лопатки с диском и снижение темпера¬
туры 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 °С снизить температуру
обода диска на 25 °С [60]. Снижение температуры в периферий¬
ной части диска уменьшает уровень температурных напряжений
и повышает его запасы прочности. Следует иметь в виду, что
из-за уменьшения теплоотвода от лопатки ее температура воз¬
растает.
В большинстве случаев рабочие лопатки современных газо¬
вых турбин имеют в концевой части пера бандажные полки,
которые способствуют повышению вибропрочности и уменьшению
126
Рис. 5.3. Форма бандажных полок:
1 — гребешки лабиринтного уплотнения;
2 — направление вращения
/
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 сниже¬
ние массы может быть весьма значительным — до 25...40%).
Существуют два основных спо¬
соба полочного бандажирования:
кольцевое и попарное. В первом слу- р
чае объединяются в кольцо все ло- \
латки 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 зигзагообраз¬
ную форму (рис. 5.3), обеспечиваю¬
щую создание необходимого удель¬
ного давления в стыке лопаток. По¬
вышение вибропрочности здесь дос¬
тигается не только за счет увели¬
чения демпфирования, но, в основ¬
ном, в результате повышения жест¬
кости системы и изменения условий
возбуждения резонансных колеба¬
ний (последние могут возникнуть
лишь в случае равенства порядка
гармоники возбуждающей силы чис¬
лу волн симметричных колебаний).
При попарном бандажировании
две лопатки (рис. 5.4) устанавли¬
ваются в один паз диска и прижи¬
маются друг к другу при вращении
изгибающими моментами центро¬
бежных сил (при этом между пара¬
ми лопаток имеется зазор). Здесь
снижение вибрационных напряжений
в лопатках происходит в основном
за счет возрастания конструкцион¬
ного демпфирования. При наличии
контактной поверхности в хвостови¬
ке уровень вибронапряжений снижа¬
ется в 2,5...3,0 раза по сравнению
с лопаткой, имеющей индивидуальное крепление; дополнитель¬
ный контакт по бандажным полкам снижает переменные напря¬
жения в 3...4 раза. 127
рабочие
Рис. 5.4. Спаренные
лопатки:
1 — бандажная полка;
ро; 3 — полка хвостовика; 4 —
ножка хвостовика; 5 — хво
стовик
пе-
Для уменьшения перетекания газа полки имеют лабиринтные
гребешки. Использование бандажных полок наиболее эффектив¬
но 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 располо¬
жении бандажа в проточной части резко возрастают гидравли¬
ческие потери.
Одним из вариантов конструкции, способствующей повыше¬
нию 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 уро¬
вень 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 гиль¬
зовые. Первые (рис. 5. 6) отличаются конфигурацией и способом
получения воздушных каналов. Наиболее проста технология
изготовления лопаток с каналами, обеспечивающими радиаль¬
ное 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 необ¬
ходимое 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 обраба¬
тывают каналы, в которые вставляют стальные стержни; затем
производится штамповка заготовки со стержнями; после штам¬
повки стержни вытравливают. В литых лопатках в модели разме¬
щают 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 турбу-
лизацию потока охлаждающего воздуха, вследствие чего повы¬
шается коэффициент теплоотдачи.
В лопатках с дефлектором (см. рис. 5. 5) может быть орга¬
низовано не только радиальное, но и осевое движение охлажда¬
ющего воздуха. Технология изготовления таких лопаток значи¬
тельно 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:
I — дефлектор; 2 — отверстия
для выхода охлаждающего воз- Рис. 5.6. Рабочие лопатки с радиальным (а)
духа; 3 — ребра иа внутренней и петлевым (б) движением охлаждающего
стенке лопатки 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 ло¬
патки установка дефлектора весьма затруднительна.
Соединение лопатки с дефлектором и получение внутри ло¬
паток каналов сложной конфигурации может быть упрощено
применением составной конструкции, в которой лопатка перво¬
начально 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 стати¬
ческой, так и динамической прочности конструкции.
Гильзовая (оболочковая) лопатка (рис. 5. 8) состоит из
силового стержня, к которому прикреплена оболочка, образую¬
щая профильную часть лопатки. В этом случае газовые силы
воспринимаются оболочкой и передаются вместе с центробеж¬
ными нагрузками на силовой стержень. Температура последнего
существенно ниже температуры оболочки, что обеспечивает необ-
Рис. 5.7. Рабочая лопат¬
ка с интенсификаторами
теплоотдачи:
1 — штырьки
Рис. 5.8. Гильзовая рабочая
лопатка:
1 — оболочка; 2 — силовой стер¬
жень
ходимую прочность конструкции. Подобный тип охлаждаемой
лопатки позволяет реализовать проникающее (пористое) охлаж¬
дение— в этом случае оболочка изготовляется навивкой из
жаропрочной проволоки, спекаемой затем для получения связан¬
ной структуры, или из набора сетчатых листов. Одним из недос¬
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 необхо¬
димой жаропрочностью и жаростойкостью, длительной проч¬
ностью, а также достаточной пластичностью, высокой теплопро¬
водностью 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 жаро¬
стойкости 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, вто¬
рые же, напротив, обладают высокой коррозийной стойкостью,
а их механические свойства практически не меняются при наг¬
реве до 1500...1600 К. Плотность металлокерамических материа¬
лов 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 существу¬
ющие керамические материалы малопластичны и, следовательно,
обладают повышенной чувствительностью к динамическим наг¬
рузкам 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 разме¬
щения и крепления рабочих лопаток. Ширина обода в 1,2...2,5
раза превышает толщину полотна; форма в меридиональном
сечении — прямоугольная или трапециевидная (чаще расширяю¬
щаяся 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 увели¬
чением 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 цент¬
ральной части — ступицу, служащую для снижения окружных
напряжений на радиусе отверстия.
В полотне диска выполняют отверстия для прохода охлаж¬
дающего воздуха. На диске имеются также фланцы для креп¬
9*
131
ления лабиринтных колец и втулок, вращающихся дефлекторов,
балансировочных грузиков. Для снижения концентрации напря¬
жений 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 неразбор¬
ные и разборные роторы.
Соединение дисков с валом или между собой должно обеспе¬
чивать надежную передачу нагрузок (прежде всего крутящего
момента и осевой силы), сохранять центровку и балансировку
ротора, быть достаточно технологичным в производстве и ре¬
монте. 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 вы¬
полняется заодно с валом или они соединяются между собой
сваркой. Такие конструкции находят применение в малогабарит¬
ных ГТД и воздушных турбостартерах из-за простоты конструк¬
ции и малой массы. В маршевых двигателях их применение огра¬
ничено низкой ремонтной технологичностью, повышенным тепло¬
отводом в вал, а при использовании сварки — требованиями к ее
высокой надежности.
Неразборным в роторах является фланцевое соединение радиальными штиф¬
тами (рис. 5.9). В этом случае нагретый диск своим развитым буртом с цилиндри¬
ческой 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 обрабо¬
танные 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 радиаль¬
ными штифтами; они же обеспечивают и взаимную центровку сочленяемых дета¬
лей. Следует иметь в виду, что при нагреве диска и его растяжении центробеж¬
ными силами натяг по цилиндрической поверхности уменьшается. В некоторых
случаях для повышения жесткости соединения диска с валом предусматривают
дополнительный цилиндрический стык— «горячую центровку» (в холодном состо¬
янии 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 тур¬
бины:
1 — фланец диска; 2 — радиальный штифт; 3 — фланец
вала
Более широко применяют в турбинах разборные соединения. Наиболее часто
(особенно в многоступенчатых конструкциях) используют соединения 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 сое¬
динения в стыках предусматривают дополнительные элементы, в качестве которых
применяют призонные цилиндрические втулки (рис. 5. 11, б), конические поверх¬
ности на стяжных болтах в местах стыка (рис. 5. 11, в) или торцевые шлицы
(рис. 5. 11, а). Указанные элементы обеспечивают как передачу крутящего
момента, так и окончательное центрирование сопрягаемых деталей. При этом
стяжиой элемент оказывается разгруженным от крутящего момента. Для исклю¬
чения 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 дис¬
ков, для их последовательного демонтажа в соединении предусматривают суха¬
рики (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. Дополни¬
тельно центрирование осуществляется цилиндрической поверхностью в стыке
фланцев вала и диска. Для уменьшения влияния деформаций диска иа пара¬
метры соединения фланец диска соединяется с его ступицей упругой перемычкой.
133
г—m
sX
О
pa
<y
о
о
v'о 5
I I
=t Р а
ф оа
О вЖ
О | 2
Ы 04 я
— о
g э
5 2
X С(
*3 О)
О Г5
<М
: *
1 ч
>>
н
| ее
S
X
3:
03 m m
v оз та
. О Э- я
X >^ЯС
- >3 Q
О з
со
X
".ё % £ f
S I 3 Я I
н «
S §
О.ХО
о
х >-.\о
О- 03 lo
g 3 Cl. _
я с< ш ;т
о ^\о g
с S- I а
0 - I cfl
1 £
£
X '
0J
СУ Ь- • -
03 Ctf I
£ S'*
я Э
134
В перемычке предусмотрены отверстия для прохода воздуха, охлаждающего сое¬
динение 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 (осо¬
бенно в модульных конструкциях) диски соединяются с промежуточной втулкой,
которая насаживается на вал (рис. 5. 13). Передача крутящего момента от втул¬
ки к валу производится эвольвентными или прямоугольными шлицами; центриро¬
вание 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 иа барабан, место его сты¬
ков с дисками, стремятся разместить иа 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 кониче¬
ской поверхностям (б):
/, 14 — регулировочные кольца; 2, 13 — валы турбины; 3, 10 — про¬
межуточные втулки; 4, 12—центрирующие втулки; 5, 11 — гайки;
б ' призонный соединительный болт; 7, 8, 16 — диски; 9 — радиальный
конический штифт; 15 — упорное кольцо
135
При креплении к диску вращающихся дефлекторов прини¬
мают меры для предотвращения их колебаний и отрыва под дейс¬
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 ни¬
келевой основе—ХН77ТЮР (ЭИ437Б),
ХН73МБТЮ (ЭИ698) и другие — мо¬
гут быть применены хромоникельмар-
ганцевистая сталь 37Х12Н8Г8МФБ
(ЭИ481) (температура менее 650 °С)
или сталь 20Х23Н18 (ЭИ417) (при
температуре, не превышающей 550 °С),
а в подъемных двигателях даже тита¬
новые сплавы.
Конструкция вала турбины опреде¬
ляется схемой двигателя и располо¬
жением опор. С одной стороны вал
обычно имеет фланец соединения с дис¬
ками, а с другой — шлицевой пояс и
конструктивные элементы для соедине¬
ния с ротором компрессора или редук¬
тором. Валы выполняют пустотелыми
и возможно большего диаметра для
обеспечения необходимой изгибной
жесткости ротора. В двухопорных ро¬
торах валы представляют собой свар¬
ные тонкостенные вращающиеся кони¬
ческие или цилиндрические оболочки.
В качестве материалов валов приме¬
няют высоколегированные стали типа
18ХНВА, 40ХНМА, 13Х14НВФРА
(ЭИ736).;
Рис. 5.14. Соединение вра¬
щающегося дефлектора с
диском:
/ — рабочая лопатка; 2 —
диск; 3 — вращающийся деф¬
лектор; 4 — выступы «пушеч¬
ного» замка
5.3. СТАТОРЫ ОСЕВЫХ ТУРБИН
Основными элементами конструкции статоров турбин явля¬
ются сопловые лопатки, корпусы сопловых аппаратов, предназна¬
ченные для размещения сопловых лопаток, и корпусы опор,
обеспечивающие силовую связь между корпусами подшипников
и наружным корпусом ГТД. В конструкции статора турбины име¬
ются детали межступенчатых лабиринтных уплотнений, непод¬
вижные дефлекторы, а также кожухи, обеспечивающие подвод
136
воздуха для охлаждения как деталей статора, так и ротора
турбины ГТД. В задней части турбины располагается обтека¬
тель диска турбины (стекатель), являющийся в ряде случаев (в
зависимости от компоновки турбины) элементом выходного уст¬
ройства.
5.3.1. СОПЛОВЫЕ АППАРАТЫ
Сопловые аппараты представляют собой неподвижные лопа¬
точные венпы, образуемые равномерно расположенными сопло¬
выми лопатками. Последние состоят из пера (профилированная
часть), а также (в зависимости от компоновки турбины и спосо¬
бов 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 двух¬
опорной 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 дос¬
тигать 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 коле¬
бания рабочих лопаток, но увеличивает температурные напря¬
жения 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 аппа¬
рата первой ступени (равна сумме площадей межлопаточных
каналов в месте минимальной ширины, см. рис. 5. 2, б) опреде¬
ляет расход газа через двигатель и поэтому тщательно контро¬
лируется при сборке. Допуск на величину площади составляет
0,5...1,0%. На последующих ступенях рост потребной площади
проходного сечения достигается увеличением как длины сопло¬
вых лопаток, так и (для уменьшения темпа этого роста от сту¬
пени к ступени) угла выхода потока: на среднем диаметре пер¬
вой ступени он составляет 20...30°; на последних может дости¬
гать 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 выпол¬
няют сопловой аппарат первой ступени турбины: нагрузки в этом
случае передаются на силовые элементы, связанные с наружной
и внутренней оболочками корпуса камеры сгорания. Двухопор¬
ными могут быть выполнены и сопловые аппараты промежуточ¬
ных ступеней (рис. 5. 15) —при этом внутреннее кольцо переход¬
ного корпуса связано с наружным радиальными силовыми эле¬
ментами, 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 тур¬
бины; 5, 8—распорные кольца; 6 — сектор рабочего кольца;
10 — корпус межступенчатых уплотнений
В зависимости от наличия или отсутствия связи сопловых ло¬
паток между собой различают соответственно рамные или кон¬
сольные 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 выполня¬
ются заодно целые секторы из 2...4 лопаток. Рамная конструк¬
ция предпочтительнее консольной из-за большей прочности и
жесткости. Поэтому консольная схема применяется относительно
редко, хотя она проще рамной и обладает несколько лучшей ре¬
монтной технологичностью.
По способам крепления сопловых лопаток к корпусам конст¬
рукции делятся на неразборные и разборные. При этом следует
отметить, что способ соединения лопатки с корпусом должен
обеспечивать не только неизменность ее положения, но и макси¬
мальную возможность свободного температурного расширения с
целью снижения уровня напряжений, возникающих при стесне¬
нии температурных деформаций. Во всех выполненных конструк¬
циях обязательно обеспечивается свобода температурного удли¬
нения сопловых лопаток. Для этой цели в одноопорных рамных
схемах лопатка соединяется жестко только с наружным кольцом
корпуса; в соединении концевой части пера с внутренним коль¬
цом предусматривается радиальный зазор. В двухопорных конст¬
рукциях 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 соеди¬
няются с корпусом сваркой. Для этого в корпусе турбины перво¬
начально, например, электроэрозионным способом выполняют
пазы по форме профиля лопатки. В специальном стапеле в эти
пазы устанавливают лопатки и сваривают их с корпусом. Подоб¬
ный способ соединения при отработанной технологии сварки
весьма прост и дешев, но обладает низкой ремонтной техноло¬
гичностью — при возникновении дефектов даже на одной лопатке
бракуется весь сопловой аппарат. Другие серьезные недостатки
такой конструкции связаны с ухудшением условий работы кор¬
пуса из-за жесткого крепления лопатки по всему профилю не¬
посредственно к корпусу турбины. В результате возможно короб¬
ление, возникновение термоусталостных трещин и т. п. В этой
связи сварное соединение сопловых лопаток с корпусом исполь¬
зуется в низкотемпературных турбинах и в настоящее время
применяется редко.
К неразборным относятся также конструкции, где сопловая лопатка соеди¬
няется 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 нали¬
чие 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 разбор¬
ные 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 — специаль¬
ным выступом (см. рис. 5. 15) или полкой лопатки, входящей в паз, выполненный
на внутренней поверхности корпуса турбины (см. рис. 5. 18). Первая из рас¬
смотренных 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 — уплот¬
нительное кольцо; 7 — внутреннее кольцо
Во всех рассмотренных выше конструкциях сопловая лопатка жестко соеди¬
няется 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» (цилиндри¬
ческую 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 внут¬
реннем кольце выполнены просечки, куда входят сопловые лопатки.
Распространены конструкции сопло¬
вых аппаратов с «плавающим» соеди¬
нением, в которых сопловые лопатки ус¬
тановлены между коробчатыми башма¬
ками, жестко закрепленными к наруж¬
ному и внутреннему кольцам корпу¬
са. Башмаки в стыках образуют про¬
фильные окна для лопаток, обеспечи¬
вающие возможность их удлинения при
нагреве, а также самоустановки в пре¬
делах, определяемых зазорами между
лопатками и башмаками.
Рис. 5.18. Сопловой аппарат турбины:
1 — наружное кольцо корпуса турби¬
ны; 2 — паз наружного кольца для ок¬
ружной фиксации сопловой лопатки;
3 — промежуточная лента; 4 — сопло¬
вая лопатка; 5 — кольцо межступенча¬
того лабиринтного уплотнения; 6 —
паз для окружной фиксации внутрен¬
него кольца; 7 — внутренний выступ
сопловой лопатки; 8 — выступ хвосто¬
вика лопатки
Охлаждаемые лопатки в современных турбинах применяют
обычно в сопловых аппаратах первых и вторых ступеней. В боль¬
шинстве 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 соп¬
ловой лопатки. Для интенсификации охлаждения эта поверх¬
ность выполняется иногда оребренной. Затем воздух проходит в
142
143
Рис. 5.19. Сйпловые лопатки турбины с дефлектором (а, б), с внутренним оребрением (б), с комбинированны
охлаждением (в):
1 — дефлектор; 2 — отверстия выхода охлаждающего воздуха из дефлектора во внутреннюю полость лопаткг
3 — оребрение на внутренней поверхности лопатки; 4 — опорные поверхности дефлектора; 5 — отверстия в лопатк
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 — защит¬
ная 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 приме¬
няют иногда полые неохлаждаемые лопатки (см. рис. 5. 16).
Внутренняя полость такой лопатки может быть соединена с про¬
точной частью турбины. Эффект достигается за счет более равно¬
мерного нагрева и охлаждения лопатки в процессе соответст¬
венно запуска и выключения двигателя.
Конструкции полых лопаток одновременно обеспечивают эко¬
номию дорогостоящего материала, поскольку для изготовления
сопловых аппаратов первых ступеней применяют сплавы на нике¬
левой (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 тур¬
бины, 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 попе¬
речные разъемы с кольцевыми фланцами, существенно повыша¬
ющими 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, служа¬
щие для размещения сопловых лопаток. Прочность корпуса
должна обеспечивать его непробиваемость при обрыве рабочих
лопаток.
144
Центрирование отдельных кольцевых частей корпусов осу¬
ществляется с помощью цилиндрических поясков, призонных
болтов или штифтов. Силу затяжки болтов выбирают с учетом
нераскрытая 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 соеди¬
нению.
В процессе эксплуатации возможна усадка корпуса турбины,
вызываемая тем, что его внутренняя поверхность соприкасается
с горячим газовым потоком, а наружная охлаждается атмосфер¬
ным воздухом или потоком наружного контура. Большие гради¬
енты температур по радиусу (внутренняя поверхность может
нагреваться до 700...750 °С, температура наружной поверхности
при охлаждении составляет 250...300 °С) в тонкостенной детали
и фланцах вызывают появление во внешних слоях напряжений
растяжения, а во внутренних — сжатия. Последние могут пре¬
высить предел текучести материала (из-за высокой температуры)
и вызвать пластические деформации. В результате после выклю¬
чения двигателя и остывания корпуса возникают остаточные
деформации сжатия — внутренний диаметр корпуса оказывается
меньше первоначального.
Усадка корпуса сопровождается его короблением, увеличе¬
нием натяга по центрирующим поверхностям (что затрудняет
разборку), а также уменьшением в процессе эксплуатации ради¬
альных зазоров между рабочими лопатками турбины и корпусом.
Возникновение знакопеременных напряжений при термоцикли¬
ческом нагружении (запуск—выключение — остывание) приво¬
дит к образованию трещин (особенно в местах сварки, отверс¬
тиях под крепежные элементы и т. д.).
Для предотвращения усадки и коробления фланцев умень¬
шают 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 высоко¬
температурных турбин, является теплоизоляция внутренних
поверхностей корпусов от газового потока. Она достигается тем,
10 Зак. 4527
145
что сопловые лопатки имеют концевые полки коробчатого про¬
филя. Другим вариантом является применение башмаков в «пла¬
вающей» 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 расши¬
рение 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 тур¬
бины. 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 бол¬
тами. 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), кото¬
рые 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 кор¬
пуса (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 эле¬
менты обтекателей образуют внутреннюю поверхность проточной
части в заднем корпусе турбины. Соединение кольцевых элемен¬
тов 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 сопло¬
вым 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 пуль¬
сации газового потока на входе в турбину и может вызвать повы¬
шенные колебания рабочих лопаток.
Силовые связи в виде стержней, размещаемых внутри пусто¬
телых 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 охлаждаю¬
щего 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 турби¬
нах — из стали 10X11Н20ТЗР (ЭИ696), сплава ХН77ТЮР
(ЭИ437Б) и др.
I — внутреннее кольцо кор¬
пуса турбины; 2 — сопловая
лопатка; 3 — силовой стер¬
жень; 4 — корпус сопловых
лопаток; 5 — наружное коль-
Рис. 5.21. Сопловой аппарат
цо корпуса турбины
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 меж¬
ступенчатых 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 лопат¬
ками и корпусом — одна из основных причин гидравлических
потерь, приводящих к снижению КПД турбины. У свободных
концевых частей перьев рабочих лопаток происходит интенсив¬
ное 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 эксплуа¬
тации. К ним относятся влияние зазоров в опорах, упругих и
пластических деформаций рабочих лопаток, дисков, корпусов
под действием различных нагрузок, биений и вибрации, обуслов¬
ленных 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 увели¬
чивается (рис. 5. 22), а затем при выходе на установившийся
рабочий режим несколько снижается. При выключении двига¬
теля (особенно выключении в полете) корпус, омываемый холод¬
ным воздухом, остывает быстрее ротора и радиальный зазор
уменьшается, причем становится меньше монтажного. В некото¬
рых 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 трапецие¬
видных пазах корпуса (см. рис. 5. 17). Обычно вставки выпол¬
няются 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 безза¬
зорную сборку ротора и статора. После приработки величина
радиального зазора может составлять около 0,2 мм.
а б В
Рис. 5.22. Изменение радиального зазора в зависимости
от режима работы двигателя при холодном двигателе (а),
при запуске (б), на рабочем режиме (в), при выключе¬
нии (г):
I — рабочая лопатка; 2 — корпус; 3 — корпус при охлаж¬
дении
Весьма эффективным средством снижения перетеканий воз¬
духа 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 лопа¬
ток.
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 тур¬
бины. 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%.
Уменьшение перетекания воздуха в радиальных зазорах меж¬
ступенчатых лабиринтных уплотнений достигается использова¬
нием металлокерамических вставок и сотовых конструкций. Эф¬
фективность уплотнений повышается при уменьшении их диа¬
метра, 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 подшип¬
ника. Поэтому монтажные осевые зазоры между сопловым аппа¬
ратом и рабочим колесом одной ступени должны быть больше,
чем зазоры между рабочим колесом и сопловым аппаратом раз¬
ных ступеней.
При выборе величины осевого межлопаточного зазора следует
иметь в виду, что его увеличение ведет к снижению неравномер¬
1
Рис. 5.23. Активное управление радиальными за¬
зорами:
1 — трубопроводы подвода охлаждающего воздуха
150
ности газового потока и, таким образом, уменьшает динами¬
ческую 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 сопло¬
вом аппарате, а затем в межлопаточных каналах рабочего ко¬
леса (крыльчатки). Поскольку газ входит в турбину в радиаль¬
ном направлении, а выходит в осевом, то иногда ее называют
радиально-осевой.
В центростремительной турбине центробежные силы, возника¬
ющие 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 расположен¬
ные лопатки. На выходе из крыльчатки лопатки закручивают
против вращения для того, чтобы абсолютная скорость на вы¬
ходе имела примерно осевое направление (угол выхода состав¬
ляет 85...90°). Минимальный диаметр втулки крыльчатки на вы¬
ходе составляет 0,2...0,3, наружный диаметр на выходе выби¬
рают меньше 0,8, а ширину лопатки на входе 0,07.„0,10 от наруж¬
ного диаметра рабочего колеса. Такие геометрические характе¬
ристики 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 спрям¬
ляющего 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 пара¬
метры двигателя улучшаются — растет удельная тяга (мощ¬
ность), 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 рабо¬
тать при температуре не выше 1250 К. Обеспечить работо¬
способность 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 разно¬
образны.
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 корне¬
вых и близлежащих к ним сечениях и относительно невелико
(50...80° в корневых сечениях), но приводит к увеличению допус¬
тимых напряжений в наиболее нагруженной части лопатки. Дос¬
таточно эффективен рассматриваемый способ в коротких лопат¬
ках низкотемпературных турбин (температура газа перед турби¬
ной 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 кана¬
лов, 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), продува¬
емые 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 охлаж¬
дения 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 прони¬
кающее (пористое) охлаждение. Воздух, проходя через прони¬
цаемую оболочку лопатки (поры или систему отверстий), отби¬
рает 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; / — отбор теп¬
ла; 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 отда¬
вая 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:
где Гр — температура заторможенного газового потока; Тл —
средняя температура лопатки; Т*ов — полная температура охлаж¬
дающего воздуха на входе в лопатку, а также относительным
расходом охлаждающего воздуха G OXj, = GOXJ1/Gr, где GOXJ1— рас¬
ход охлаждающего воздуха; Gr — расход газа через ступень.
Сравнительный анализ эффективности рассмотренных выше
способов воздушного охлаждения лопаток приведен на рис. 5.26.
Рис. 5.26. Сравнение эффективности различных вариантов
охлаждения лопаток:
а — конвективное; б — конвективно-пленочное; в — пле¬
ночное; 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 погранич¬
ного слоя и т. д.) и дополнительными затратами мощности на
подготовку и прокачку охладителя. Очевидно, что использова¬
ние того или иного способа охлаждения следует считать оправ¬
данным только в том случае, когда выигрыш за счет повышения
температуры газа существенно перекрывает появляющиеся при
этом энергетические затраты. Для примера укажем, что приме¬
нение конструкции рабочих лопаток, приведенной на рис. 5. 19, а,
при Gоы = 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 сопротивле¬
ния), и расчет температурных полей в основных деталях тур¬
бины.
5.7. ХАРАКТЕРНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ ТУРБИН
Большинство поломок рабочих лопаток имеет усталостный ха¬
рактер и связано с переменными напряжениями, возникающими
при колебаниях по низшим формам. При интенсивных колеба¬
ниях по первой изгибной форме возможны растрескивание и
усталостные разрушения хвостовиков лопаток.
Одной из причин возникновения неисправностей лопаток в
процессе эксплуатации является газовая коррозия, обусловлен¬
ная наличием в продуктах сгорания химически активных сое¬
динений.
Разрушение бандажированных лопаток часто связано с
уменьшением в процессе наработки натяга по бандажным пол¬
кам и возникновением износа и наклепа из-за появления зазора
между ними.
Характерным для турбинных лопаток является термоцикли¬
ческое нагружение и возможность перегрева, что снижает
сопротивление лопаток не только динамическим, но и статичес¬
ким нагрузкам. В этом случае обрывы лопаток носят следы
пластической деформации.
Наиболее опасным видом повреждений турбин является воз¬
никновение трещин и разрушение дисков, так как последнее не
локализуется в пределах корпуса двигателя. Трещины, как пра¬
вило, 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 выпол¬
няют реактивные сопла;
— изменение направления вектора тяги (реверсивные устрой¬
ства 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. Основ¬
ными элементами выходных устройств ТРД и ТРДД являют¬
ся реактивные сопла (нерегулируемые или регулируемые). Эти
двигатели могут иметь также смесители потоков (ТРДД), ре¬
версивные устройства, девиаторы тяги (подъемные ГТД) и шу¬
моглушители. Выходное устройство ТВД состоит обычно из соп¬
ла и, в случае необходимости, удлинительной трубы.
6.1. НЕРЕГУЛИРУЕМЫЕ РЕАКТИВНЫЕ СОПЛА
В зависимости от срабатываемого теплоперепада реактив¬
ные сопла делятся на дозвуковые (суживающиеся) и сверхзву¬
ковые, имеющие форму сопла Лаваля. И те и другие могут быть
регулируемыми и нерегулируемыми.
Для самолетов со скоростями полета, соответствующими
Л1^1,7, наиболее эффективно применение в ТРД и ТРДД сужи¬
вающихся нерегулируемых сопел. Принципиальные схемы таких
сопел показаны на рис. 6.1. Их геометрия определяется газодина¬
мическим расчетом. В выполненных конструкциях размеры сопел
находятся в пределах: L— (1,0...1,3) D, Le= (0,2.-..0,3) D;
а= (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 совме¬
стно со стойками образуют диффузор, обеспечивающий преобра¬
зование кольцевой формы потока в круговую и раскрутку потока,
имеющего небольшую окружную составляющую скорости на вы¬
ходе 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°); р — угол при вершине конуса
обтекателя (35...50°); / — внутренний конус-обтекатель диска турби¬
ны; 2 — обтекаемые стойки; 3 — наружная стенка; 4 — реактивный наса¬
док; 5 — удлинительная труба
Реактивный насадок выполняют легкосъемным. Его выход¬
ной диаметр подбирают при отладке двигателя на заводе-изго-
товителе. Для облегчения подбора насадки выполняют с разли¬
чными 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 ско¬
рости. 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 пла¬
нера между диффузором и реактивным насадком устанавливают
удлинительную трубу (см. рис. 6.1, б). Удлинительная труба
ухудшает характеристики двигателя (затрудняет запуск, повы¬
шает 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 са¬
молета.
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 — наруж¬
ная стенка; 11 — кольцевой профиль жесткости; 12 профилированная полая
стойка; 13 — манжета; 14 — передний фланец
159
При сверхкритических перепадах, развиваемых в совре¬
менных ТРДД с раздельными соплами, для достижения сверх¬
звуковых скоростей истечения используют эффект расширения
потока в косом срезе (рис. 6.3). Критическое сечение потока
внутреннего контура наклонено к оси сопла. Угловая точка раз¬
режения находится у выходной кромки обечайки. Расширяющая¬
ся часть сопла образована стенкой центрального тела и угловой
точкой разрежения. Такое сопло обладает свойством саморегули¬
рования на режимах перерасширения, так как в этом случае
давление воздуха сжимает струю за соплом и улучшает его ха¬
рактеристики. Хвостовую часть центрального тела можно уко¬
ротить 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 ох¬
лаждения внутренних полостей), или из'окружающей среды (для
охлаждения наружной стенки).
6.2. РЕГУЛИРУЕМЫЕ РЕАКТИВНЫЕ СОПЛА
При больших скоростях 1,7) применение регули¬
руемых реактивных сопел дас1 существенные преимущества по
тяге и экономичности двигателя и значительно облегчает его за¬
пуск. 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 эф¬
фективность достигается регулированием площадей как критиче¬
ского, так и выходного сечений. При этом за счет соответствую¬
щего изменения площади критического сечения обеспечивается
неизменяемый режим работы турбокомпрессора, а изменением
площади выходного сечения достигается реализация полной сте¬
пени расширения в сверхзвуковом сопле.
Из предложенных схем регулируемых сопел наиболее эффек¬
тивными и простыми по конструкции являются многостворчатые
однорядные, многостворчатые двухрядные и эжекторные регули¬
руемые сопла (рис. 6.4).
Многостворчатые сопла позволяют получить форму попере¬
чного 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
И Зак. 4527
161
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 — телеско¬
пическая 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
(Лшах) сохранялось перекрытие Д2 не меньше 10... 15 мм, а при
максимальном прикрытии сопла (Дт1п) перекрытие полок не пре¬
вышало Aj = 40...50 мм. Указанные величины перекрытий Д)
и Д2 обеспечивают надежное уплотнение и приемлемую величину*
сил трения в сочленении.
Рис. 6.4. Принципиальные схемы
регулируемых сопел:
а — однорядное многостворчатое
сопло; б — двухрядное многоствор¬
чатое сопло; в — эжекторное сопло
Число створок Z при выбранных значениях перекрытий Д,
и Д2 находят из очевидных соотношений; nMmax = Z(a — ДО;
яДтт=£(а — Д2), где а — ширина створки.
Рис. 6.5. Уплотнение стыков многостворчатого сопла:
b — ширина полки; Д,, Д2— величины взаимного перекрытия
полок при минимальном и максимальном раскрытии сопла;
6 — толщина стенки; F с — площадь поперечного сечения
сопла
Управление положением створок производится перемещением
в осевом направлении опорного кольца, ограничивающего рас¬
крытие створок под действием газовых сил. Кольцо перемещает -
162
ся гидроцилиндрами, в конструкции которых предусмотрены уст¬
ройства, исключающие перекосы плоскости кольца.
Необходимый закон изменения площади сопла в зависимости
от осевого перемещения достигается соответствующим профили¬
рованием наружной поверхности створок.
Двухрядное многостворчатое сопло (см. рис. 6.4, б) пред¬
ставляет собой последовательное соединение двух однорядных
регулируемых створчатых конструкций. Первый ряд створок име¬
ет шарнирное соединение с задним фланцем наружного конуса
сопла, а второй ряд соединен шарнирно с первым. В таком
сопле величина площадей критического и выходного сечений мо¬
гут изменяться независимо друг от друга. Данная схема полу¬
чила большое распространение несмотря на конструктивную
сложность и проблемы уплотнения створок.
Регулируемое эжекторное сопло имеет более простое конст¬
руктивное 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 само¬
лета, повышения его маневренности применяют специальные
устройства для поворота вектора тяги. К ним относятся ревер¬
сивные 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 девиа¬
торы.
Реверсивные устройства
Применение РУ позволяет значительно улучшить эксплуата¬
ционные 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;
И
163
— сократить время приемистости по тяге при уходе на второй
круг из предпосадочных положений.
Особенно эффективно РУ при посадке на влажную или по¬
крытую льдом ВПП, когда коэффициент трения мал.
К РУ предъявляют следующие требования:
— получение максимально возможной обратной тяги при ми¬
нимальных габаритах, массе и стоимости. Эффективность РУ
оценивается величиной относительной обратной тяги:
Р
рев
Ррев/Р,
где Р — максимальная взлетная тяга двигателя.
Для современных ТРДД Ррев=0,3...0,6.
Относительная масса трев представляет собой отношение мас¬
сы РУ к массе двигателя. Величина трев выполненных РУ на¬
ходится в пределах 0,1...0,14;
— отсутствие влияния включения РУ на режим работы тур¬
бокомпрессора. Для этого необходимо, чтобы давление газа за
турбиной при включенном и выключенном РУ были равны. Это
требование обеспечивается выбором необходимой величины пло¬
щади минимального проходного сечения в РУ;
— минимальные гидравлические потери при выключенном РУ.
Для выполнения этого требования обеспечивают тщательное соп¬
ряжение элементов конструкции РУ с соседними элементами вы¬
ходного устройства двигателя, а места стыка уплотняют;
— включение РУ не должно приводить к ухудшению характе¬
ристик устойчивости компрессора и недопустимому нагреву кон¬
струкции 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 устой¬
чивости и управляемости самолета.
Наиболее полно удовлетворяют предъявляемым требованиям
две схемы РУ:
— устройства, осуществляющие поворот газовой струи до вы¬
ходного 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 решет¬
кам. Проточная часть перекрывается полностью или частично.
В последнем случае некоторое количество газа продолжает вы¬
ходить в прямом направлении. Отклоняющие решетки осущест¬
вляют 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 обво¬
дами 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:
Р— GpKpCos a —GrVBX~fGcKc,
где Gр, Ур — массовый расход газа через отклоняющие решетки
РУ и скорость на выходе из них; Gc, Кс — массовый расход газа
через выходное сопло двигателя, не отклоняемого при реверси¬
ровании, и скорость на выходе из него; Gr=Gp+Gc — общий
расход газа через двигатель; VBX — 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 выдвигае¬
мые назад и смыкаемые друг с другом створки (рис. 6.7). Створ-
165
то
Ч
с
О
о
5
О
со х
6 О
О- СХ
° о
со
ТО о
S ^
° *
СО
S
О ь
ж:
_ то
3 о
g
^ I
*
О-
е§
g ь
« I
U’
<х>
о
S
Он
166
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 наг¬
рузок, действующих на створки и элементы силового привода.
Осевое усилие, действующее на РУ с отклоняющими створка¬
ми, размещенными за срезом сопла, определяется выражением:
^рев GrVBb[x peBCOSCl GrVc=Gr(VBb[x peBCOSO Vс),
где Ррев — осевая сила, действующая на узлы крепления устрой¬
ства; Gr — массовый расход газа; a — угол поворота потока;
Vc — скорость истечения газа из сопла при выключенном РУ.
Оба члена формулы отрицательны, так как cosa<;0. При
этом получается, что осевая сила, действующая на РУ значитель¬
но 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) ревер¬
сирование тяги за счет отклонения выходящей струи газа не¬
целесообразно по соображениям массовых и габаритных ха¬
рактеристик смесителя и РУ, расположенных в выходном устрой¬
стве. В этом случае больший эффект дает применение поворот¬
ных (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, предназна¬
ченных 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 (по¬
ворачивающимися) соплами. Девиатор с неподвижными соплами
(рис. 6.8) используется на самолетах короткого взлета и посад¬
ки. 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 односопло¬
вого типа:
/ — выходное сопло; 2 — сопло девиатора; 3 — заслонки
Принципиальное отличие второй схемы девиатора — много-
позиционность, т. е. возможность установки сопел на любой про¬
межуточный угол. При этом в зависимости от положения сопел
двигатель создает прямую, вертикальную подъемную или обрат¬
ную 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, реак¬
тивное сопло) и вытекающая реактивная струя газа.
Уровень шума каждого источника определяется конструктив¬
ной схемой ГТД, уровнем параметров рабочего процесса, сте¬
пенью двухконтурности, окружной скоростью лопаток, тягой дви¬
гателя и т. п.
168
При малой степени двухконтурности ТРДД (m=l...l,5)
основным источником шума является реактивная струя. При
большой степени двухконтурности (т>4,0) основным источни¬
ком 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 рас¬
положен в области низких частот. Акустическая мощность струи
связана с ее параметрами в выходном сечении сопла соотноше¬
нием:
W=KQtFva-sC4,
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 мощ¬
ности струи, а следовательно, и шума является уменьшение ее
скорости. Применительно к ТРД и ТРДД малой степени двух¬
контурности 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 воз¬
дух из окружающей среды либо из наружного контура ТРДД.
Процесс смешения идет тем интенсивнее, чем больше поверх¬
ность смешения и меньше масштаб процесса. Для этого выхлоп¬
ную струю разбивают на множество отдельных струй, сохраняя
площадь выходного сечения неизменной. Дробление струи на от¬
дельные 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 шумоглу¬
шителей нашли применение следующие схемы (рис. .6.9):
— эжекторные сопла;
— многотрубные сопла;
— гофрированные сопла;
— комбинация гофрированных сопел с короткими эжекто¬
рами.
Эжекторные сопла обеспечивают' достаточно полное переме¬
шивание газовой струи с подсасываемым окружающим воздухом
169
лишь при больших длинах эжектора, составляющих примерно
восемь его диаметров. Такое решение не удовлетворяет требо¬
ваниям 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 эффектив¬
ности по снижению шума обладают меньшими габаритами и
массой. Это и предопределило их довольно широкое практиче¬
ское 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 при¬
менение находят выдвижные шумоглушители, используемые
только на этапе взлета, набора высоты, а при необходимости
и снижения. Они выполняются в виде обтекаемых стоек, стерж¬
ней, рассекателей, вводимых в газовую струю в требуемое вре¬
мя. После использования они убираются и не оказывают сопро¬
тивления потоку.
В ТРДД большой степени двухконтурности снижение шума
газового потока внутреннего контура достигается постановкой
смесительных устройств, обеспечивающих интенсивное смеше¬
ние 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 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 лепестко¬
вого типа. Основными параметрами, определяющими эффектив¬
ность смесителя, являются: число лепестков относительная
длина смесителя /см=/см//?; относительная высота лепестка сме¬
сителя hCK=hCN/H, где R — радиус точки крепления смесителя;
Н — высота канала камеры смешения в концевом сечении сме¬
сителя. В выполненных конструкциях величины этих параметров
находятся в следующих пределах: Zj,= 12...18; /см=0,4...0,8;
^см=0,4...0,85. Увеличение параметров в указанных пределах ве¬
дет к повышению эффективности процесса смешения, но сопро¬
вождается увеличением массы устройства и ростом гидравличе¬
ских потерь.
Как уже было отмечено выше, в ТРДД большой степени
двухконтурности основным источником шума является вентиля¬
тор. В настоящее время разработаны следующие основные спо¬
собы 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 ап¬
парата;
— снижение окружной скорости на наружном радиусе венти¬
лятора до значений, не превышающих 400...450 м/с;
— нерадиальное расположение лопаток направляющего
аппарата;
— акустическая обработка мотогондолы звукопоглощаю¬
щими 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 материа¬
ле ЗПК;
— смещение частотного диапазона акустических колебаний в
высокочастотную область, где затухание звука по мере распро¬
странения 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 комп¬
рессора) и фольгу из жаростойких нержавеющих сталей типа
1Х18Н9Т при гашении шума, генерируемого турбиной.
171
л
*3
ю
о
• . Л
^ к
О, 'О
Н Р*
о _
о
*3 '
к о
<U S К
О 5 га
* <и К
Л д Н
г; я ай
<и £ то
(- S <и
s о а
то 1
О сх^
К CN
а
172
Глава 7. ОПОРЫ РОТОРОВ.
СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Опоры предназначены для фиксации ротора в силовом кор¬
пусе. Они передают осевые и радиальные нагрузки, возникающие
на роторе в процессе работы двигателя, к корпусным неподвиж¬
ным 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 7, которое соединяется с другими
элементами силового корпуса двигателя;
— радиальные силовые элементы 2, которые совместно с си¬
ловыми кольцами / и 3 образуют осесимметричную кольцевую
раму высокой жесткости и прочности. Радиальные силовые эле¬
менты пересекают проточную часть двигателя и поэтому выпол¬
няются хорошо обтекаемыми.
Рис. 7.1. Принципиальная
схема опоры ротора:
/ — внешнее силовое кольцо;
2 — радиальный силовой эле¬
мент; 3 — внутреннее сило¬
вое кольцо; 4 — подшипник;
5 — уплотнение; 6 — устрой¬
ство 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 теплоизо¬
ляции. Кроме того, в узле подшипника могут быть применены
демпферные и упругодемпферные устройства.
7.1. ПОДШИПНИКИ
По виду трения различают подшипники качения и скольже¬
ния. Подшипники скольжения имеют малые радиальные разме¬
ры, допускают высокую частоту вращения (100000 об/мин и
173
более) и возможность работы при вибрационных нагрузках. Од¬
нако их недостатки (высокие потери на трение и в связи с этим
пониженные КПД, необходимость интенсивной смазки и охлаж¬
дения, большие потребные пусковые моменты, большие размеры
в осевом направлении) ограничивают применение таких подшип¬
ников конструкциями некоторых вспомогательных силовых уста¬
новок.
В основных ГТД применяют исключительно подшипники каче¬
ния, обладающие по сравнению с подшипниками скольжения
значительно меньшим коэффициентом трения, малыми осевыми
размерами и низким пусковым моментом.
В опорах роторов компрессоров и турбин применяют преиму¬
щественно однорядные подшипники качения: шариковые радиа¬
льные и радиально-упорные, роликовые радиальные.
По условиям работы подшипники роторов ГТД относят к тя-
желонагруженным, высокоскоростным: радиальные нагрузки до¬
стигают величин 5000 Н, осевые — 20000...50000 Н, частота
вращения — 18000 об/мин, температуры нагрева — 250 °С и
выше.
Для изготовления подшипников, работающих при умеренных
температурах (до 200 °С), 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 тем¬
ператур, применяют цементируемые никельмолибденовые инстру¬
ментальные стали.
Подшипники качения (рис. 7.2) состоят из следующих дета¬
лей: наружного и внутреннего колец с дорожками качения, рабо¬
чих тел и сепараторов. В некоторых подшипниках одно или два
кольца могут отсутствовать. В них тела качения катятся не¬
посредственно по канавкам вала или корпуса. Это уменьшает
радиальные размеры таких подшипников, что особенно важно
для промежуточных шестерен и сателлитов редукторов авиацион¬
ных 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 за¬
зоры в подшипнике.
Гораздо большую радиальную силу способны передавать ро¬
ликоподшипники за счет большей поверхности контакта роликов
и колец. Однако они обладают повышенной чувствительностью
к перекосам, для уменьшения которой ролики выполняют корот¬
кими (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 относитель¬
но корпуса. Наружная обойма своими бортами удерживает po¬
rn
а
бег
д е ж з
Рис. 7.2. Подшипники качения:
а — радиальный шарикоподшипник с центрированием сепаратора
по внутреннему кольцу; б — радиально-упорный шарикоподшип¬
ник с разрезным наружным кольцом; в — радиально-упорный
шарикоподшипник с разрезным внутренним кольцом; г — ра¬
диально-упорный шарикоподшипник с четырехточечным контак¬
том при радиальной нагрузке; д — роликоподшипник с безборто-
вым (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 часто¬
той, равной:
где п — частота вращения внутреннего кольца, об/мин; rf,, d2
соответственно диаметры беговых дорожек внутреннего и наруж¬
ного 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 че¬
рез более холодное наружное кольцо, более благоприятные усло¬
вия смазки подшипника, меньшее удельное давление на центри¬
рующую 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; Рц— центро¬
бежная 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 однослой¬
ные покрытия сепараторов серебром, и двухслойные — серебром
и свинцом (для бронзовых и латунных сепараторов), свинцом
и индием (для алюминиевых). Сепараторы с покрытием обла¬
дают повышенной износостойкостью.
В процессе работы сепаратор изнашивается и продукты изно¬
са могут быть обнаружены при анализе проб масла. После раз¬
рушения сепаратора происходит быстрое -прогрессирующее раз¬
рушение подшипника из-за взаимного трения тел качения и их
перекосов.
Шарикоподшипники радиально-упорные применяют для вос¬
приятия осевой и радиальной нагрузок с преобладающей осевой.
Широкое распространение получили двух-, трех- и четырехточе¬
чные подшипники с углом контакта 26° (рис. 7.2, б, в). Для по¬
вышения несущей способности подшипника одно из его колец
выполняют разъемным. Это позволяет увеличить число тел ка¬
чения (~на 25%) по сравнению с неразъемным подшипником,
повысить точность обработки беговых дорожек, дает возмож¬
ность 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. Боль¬
шое влияние на работоспособность подшипников оказывают ве¬
личина внутренних зазоров — радиального и осевого. При малой
величине зазоров возможно заклинивание подшипника при наг¬
реве внутренней обоймы от горячего вала. Повышенные зазоры
могут вызвать рост вибраций ротора. В подшипниках рото¬
ров 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 ра¬
диальным размерам — сверхлегкие, особо легкие, легкие, сред¬
ние, тяжелые, по ширине — узкие, нормальные, широкие, особо
широкие.
На подшипнике качения ставится клеймо — условное обозна¬
чение подшипника, состоящее из ряда цифр и букв.
Последние две цифры указывают шифр диаметра внутрен¬
него 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 (flf=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-упор¬
ный шариковый — 6.
Дополнительные буквенные обозначения используются для
указания классов точности, номера ряда радиального зазора, ма¬
териала 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 алюминие¬
вого сплава (Д) и температурой отпуска колец 200 °С (Т).
7.2. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Для авиационных ГТД, являющихся высокооборотными ма¬
шинами, 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 долго¬
вечность.
178
Быстроходность подшипников оценивают параметром dn, где
d — внутренний диаметр подшипника в мм, п — частота враще¬
ния, об/мин. Подшипники ГТД удовлетворительно работают до
величин dn= (1,5...2,0) • 10® мм об/мин.
Ввиду переменных режимов работы двигателя (взлетный, но¬
минальный, крейсерский, малый газ) расчетную долговечность
подшипника /грасч определяют по эквивалентной нагрузке Q3KB,
учитывающей различную повреждаемость, вносимую каждым из
режимов:
где пзкв— эквивалентная частота вращения ротора (об/мин),
принимаемая равной частоте вращения на наиболее длительном
режиме работы (крейсерском); С — коэффициент работоспособ¬
ности, численные значения которого в зависимости от диаметра,
конструкции и характера нагружения подшипника указаны в ка¬
талогах и справочниках. Эквивалентную нагрузку Q3KB определя¬
ют по формуле:
Q3 ке= ^
где Z — число режимов работы; а, — относительная продол¬
жительность работы подшипника на каждом t-м режиме в долях
2
от общей расчетной долговечности, т. е. а—/г//грасч; ^а,= 1;
/=1
h, — время работы подшипника на i-м режиме; P,=«,/«3кв— от¬
носительные частоты вращения на t'-м режиме; Q, — приведенная
условная нагрузка на подшипник на t-м режиме (Н).
Величину Q; для каждого режима подсчитывают по
формуле: С2,=(Д; +тЛ,)/Ск/С6/Ст, где Rh Л, — соответственно
радиальная и осевая нагрузка на подшипник на t-м режиме (Н);
m — коэффициент приведения осевой нагрузки к радиальной;
Кц — коэффициент, учитывающий вращение кольца (при вр!аще-
нии внутреннего кольца Кк—1, при вращении наружного Кк=
= 1,35); Кц — динамический коэффициент, учитывающий дина¬
мичность действующей нагрузки (для подшипников компрессо¬
ров и турбин /(6=1, для редукторов /С6= 1,3... 1,5); Кт — коэффи¬
циент, учитывающий влияние рабочей температуры на долговеч¬
ность подшипника:
Т, °С 100 150 175 200 250
Кт 1,0 1,11 1,15 1,25 1,40
Значения коэффициента m для шариковых радиально-упор¬
ных определяют соотношением: m=l/3,8tg|3 и изменяются от 0,6
(при R/A^z2) до 0,8 (при чисто осевой нагрузке). Для ролико¬
вых подшипников с цилиндрическими роликами т—0.
12*
179
Полученное значение долговечности /грасч должно быть больше
ресурса проектируемого двигателя h в 1,5...2,5 раза: Ке—
= Лрасч/Л= (1,5...2,5).
Меньшие значения запаса по долговечности Kg допускают
для подшипников приводов агрегатов и редукторов ТВД, боль¬
шие — для подшипнков вала винта ТВД и радиально-упорных
шариковых подшипников ротора двигателя.
В случае действия на подшипники значительных кратковре¬
менных перегрузок они должны проверяться на статическую гру¬
зоподъемность. Статической грузоподъемностью называется мак¬
симально возможная в эксплуатации радиальная нагрузка на
подшипник, которая может вызвать остаточную пластическую
деформацию тел качения не более величины /ост= 1СР4н!0.
Предельная радиальная нагрузка Qcm, вызывающая такую
деформацию, определяется по эмпирическим формулам:
Для шарикоподшипника: Qcm=8,5z£/ocosp, Н;
для роликоподшипника: Qcm=\6zd0l, Н,
где z — число тел качения; d0 — диаметр тел качения, мм; I —
длина ролика, мм.
Условие работоспособности подшипника по статической гру¬
зоподъемности имеет вид: Rma^Qcm, где Rma%— 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 рото¬
ром; заданные условия посадки и теплового режима подшипни¬
ка; легкость монтажа и демонтажа узла; возможность регули¬
ровки осевого положения ротора (в радиально-упорных под¬
шипниках) или внутреннего кольца (в роликоподшипниках)
относительно корпуса опоры; контроль состояния опоры в про¬
цессе 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 податли¬
вость передней опоры ротора компрессора ГТД достигается за
счет упругой силовой рамы, выполненной с помощью тонких про¬
филированных радиальных стоек, соединяющих корпус подшип¬
ника с наружным корпусом компрессора. В тех случаях, когда
такое решение оказывается невозможным, для достижения по¬
датливости опоры устанавливают специальные упругие элементы
180
(рис. 7.5). Применение специальных упругих элементов
в опорах роторов позволяет снизить уровень вибраций, вы¬
зываемых вращающимся ротором, в рабочем диапазоне частот
вращения. Объясняется это тем, что при постановке упругой опо¬
ры происходит значительное снижение критической частоты вра¬
щения ротора. При этом критический (резонансный) режим пре¬
одолевается 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 ча¬
стоты вращения малого газа, но на 10...15% выше частоты от¬
ключения стартера. В этом случае ротор быстро проходит резо¬
нанс за счет избыточной мощности турбины и, кроме того, исклю¬
чается 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 спе¬
циальных демпферных устройств. Такие устройства обеспечивают
поглощение части энергии колебаний вращающегося ротора за
счет сил сухого или жидкостного трения (рис. 7.6). Поглощае¬
мая энергия расходуется на нагрев трущихся поверхностей и
жидкости. Для поддержания нормальных температурных усло¬
вий демпферные устройства охлаждаются. Так, масляный
демпфер охлаждается за счет непрерывной прокачки масла, ис¬
пользуемого для работы демпфера.
181
Демпфер сухого трения применяется для гашения колебаний
и ограничения прогиба длинных валов. Он обычно устанавлива¬
ется в месте ожидаемого максимального прогиба вала, вступает
в работу в диапазоне частот вращения, близких к критическим,
работает кратковременно и не требует непрерывного охлаж¬
дения.
Рис. 7.6. Масляный демпфер
(схема):
/ — подшипник; 2 — корпус под¬
шипника; 3 — пакет разрезных ко¬
лец; рм - подвод масла под давле¬
нием в полость демпфера
Эффективность масляного демпфера возрастает при увеличе¬
нии вязкости жидкости и поверхности трения, а также при разме¬
щении демпфера вблизи центра масс ротора.
В реальных конструкциях для снижения роторных вибраций
широко используют комбинацию рассмотренных выше спосо¬
бов— специальные упругодемпферные устройства (рис. 7.7).
Рис. 7.7. Упругодемпферное
устройство:
/ — подшипник; 2 — упругие
элементы опоры; 3 — корпус
опоры; 4 — разрезное упру¬
гое кольцо маслоуплотнения
полости демпфера
Посадки подшипников в корпус и на вал вибирают из условия
сохранения радиального зазора между телами качения и кольца¬
ми 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
1-го класса точности). Этим обеспечивается возможность прово¬
рота колец относительно корпуса и исключение их деформации
при неравномерном по окружности силовом и температурном
нагружении корпуса. Для предотвращения износа при провора¬
чивании 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 увели¬
чение сопротивления вращению, еще больший нагрев и после¬
дующее разрушение подшипника.
При разработке мероприятий по обеспечению теплового ре¬
жима следует учитывать внутренние и внешние источники подво¬
да тепла к подшипнику. Внутреннее тепловыделение вызывается
деформацией под нагрузкой тел качения и беговых дорожек, а
также трением тел качения о поверхности беговых дорожек и се¬
паратор. Внешний подвод тепла определяется теплопроводно¬
стью и теплоизлучением присоединенных и близко расположен¬
ных нагретых деталей двигателя. Наиболее значителен внешний
теплоподвод к подшипникам роторов турбин, которые нагревают¬
ся теплом, идущим по валу от диска турбины, и теплом, посту¬
пающим от горячих деталей камеры сгорания и соплового ап¬
парата 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 воз¬
духом. 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 теплоза¬
щитные экраны (рис. 7.8) устанавливают на наружных поверх¬
ностях корпуса и боковых крышек опоры. Обдув воздухом ис¬
пользуют для охлаждения вала, корпуса и боковых крышек
подшипникового узла.
Легкость монтажа и демонтажа узла опоры достигается при¬
менением легкосъемных резьбовых соединений (гаек), обеспечи¬
вающих 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 приме¬
няют 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 спо¬
собствуют сохранению в определенных пределах посадочных
зазоров наружного кольца при тепловых деформациях корпуса.
В осевом направлении наружное кольцо при передаче значитель¬
ных 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 (регулиро¬
вочное) кольцо; 4 — стакан подшипника; 5 — съемный фланец; 6 —
масляная форсунка; 7 — гайка; 8 — маслосбрасывающее кольцо
184
сутствии осевой силы, как в роликоподшипнике, наружное коль¬
цо может быть зафиксировано в осевом направлении разжимны¬
ми разрезными кольцами.
Регулировка осевого положения ротора двигателя относи¬
тельно корпуса обеспечивается постановкой регулировочных ко¬
лец между внутренним кольцом опорно-упорного подшипника
ротора и буртиком вала, по торцевой поверхности которого осе¬
вая сила ротора передается на подшипник и далее на корпус.
Изменением толщины этого кольца можно достичь требуемой ве¬
личины осевых зазоров между рабочими и неподвижными лопат¬
ками 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:
/ — корпус опоры; 2—стакан подшипника; 3 — упругий элемент
вое положение внутреннего кольца определяется упором его в
дистанционное кольцо, подбором толщины которого можно обес¬
печить необходимое положение внутреннего кольца относительно
роликов. Осевое крепление внутреннего кольца обеспечивают за¬
185
тягиванием гайки, которую контрят пластинчатым замком. На¬
ружное невращающееся кольцо установлено по скользящей по¬
садке в стальном стакане, являющемся элементом упругодемп¬
ферного устройства данной опоры. С помощью гайки обеспечи¬
вают осевую фиксацию наружного кольца. Стакан через упругий
элемент соединен с наружным стальным стаканом, который за¬
креплен к корпусу опоры. Упругое устройство опоры, образован¬
ное деталями / 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. По¬
лость демпфера образована поверхностями деталей 1 и 2 и огра¬
ничена 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 «тре¬
ния и выноса продуктов изнашивания. При неработающем дви¬
гателе и при его длительном хранении масло, находящееся в по¬
лости опоры, играет роль консервирующей жидкости, препятст¬
вующей развитию процессов коррозии деталей опор.
Величину потребной прокачки масла к подшипникам опреде¬
ляют на основании методики [22], базирующейся на обобщен¬
ном 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; роли¬
ковый подшипник турбины 4... 12 л/мин; шариковый радиально¬
упорный подшипник компрессора 4... 12 л/мин.
Большие значения прокачки выбирают для двигателей боль¬
шой мощности (тяги) и высоких параметров цикла.
Масло к подшипникам подают при помощи струйных форсу¬
нок. Число форсунок определяется величиной, потребной для
данного подшипника прокачки 1^сла, 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 диа¬
метре 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 уг¬
лом 15° к оси двигателя. В этом случае масло хорошо смазы¬
вает рабочую поверхность внутреннего кольца подшипника,
откуда оно под действием центробежных сил поступает к наруж¬
ному кольцу, попутно смазывая и охлаждая тела качения и се¬
паратор.
При большом числе форсунки располагают по окружности с
обеих сторон в шахматном порядке. Отвод отработанного масла
осуществляется через зазор между наружным кольцом подшип¬
ника и сепаратором. Поскольку сепаратор центрируется по на¬
ружному кольцу, то величина зазора может оказаться недоста¬
точной 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 мас¬
лом, уменьшения его нагрева и вспенивания в корпусе опоры
выполняют дренажные и сливные каналы и отверстия, обеспе¬
чивающие свободный сток масла в маслосборник данной опоры.
Образование застойных зон, вызванное, например, засорением
или малой пропускной способностью сливных отверстий, приво¬
дит к нагреву и коксованию масла в этой зоне, ухудшению отво¬
да тепла от подшипника и его разрушению.
Высокоскоростные подшипники с большим внутренним тепло¬
выделением и работающие при высокой температуре окружаю¬
щей среды имеют дополнительные устройства подвода масла,
выполненные в виде отверстий в наружном и внутреннем коль¬
цах (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 коли¬
чеством воздуха отводится в линию откачки маслосистемы. Дав¬
ление 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 вы¬
бивание 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.
В тел 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 указан¬
ными двумя полостями с помощью уплотнений создают промежу¬
точную полость (рис. 7.11), куда подают воздух с давлением над¬
дува рк, достаточным для предотвращения отсоса масла из по¬
лости опоры.
П
Рис. 7.11. Схема воздушно¬
масляной полости передней
опоры ротора компрессора.
Примечание: II — подвод возду¬
ха с давлением наддува рн;
О—откачка отработанного масла
Различают уплотнения контактные и бесконтактные. В кон¬
тактных уплотнениях уплотняющая деталь соприкасается с вра¬
щающимся валом, в бесконтактных между ними имеется гаран¬
тированный зазор.
К контактным относят манжетное и различные виды кольце¬
вых уплотнений. Такие уплотнения по сравнению с бесконтакт¬
ными обладают лучшей герметичностью, но имеют пониженную
надежность и ограничения по окружной скорости из-за опасно¬
сти перегрева материала.
Манжетное уплотнение (рис. 7.12) применяют при относи¬
тельных скоростях на поверхности контакта не выше 20...25 м/с.
Прижатие уплотнителя в этом случае достигается силами упру¬
гости манжеты, браслетной пружины и перепада давления Др=
=Pi — pi- В качестве материала применяют маслостойкую рези¬
ну, кожу, фторопласт. Такие уплотнения используются в приво¬
дах агрегатов двигателя.
Рис. 7.12. Схема манжетного уплотнения:
1 — вал; 2 — корпус; 3 - — манжета; 4 —
браслетная пружина
Р2>Р,
Контактные кольцевые уплотнения выполняют с неподвиж¬
ными 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 давлени¬
ем р2, действующим на внутренний его торец (рис. 7.13, а).
Под действием перепада давлений (р2 — р{) кольцо прижи¬
мается к торцовой поверхности втулки ротора. Для уменьше¬
ния трения и отвода тепла эта поверхность контакта смазы¬
вается 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 гер¬
метичность уплотнения и затрудняет разборку узла при ре¬
монте. Контактные уплотнения с неподвижными кольцами при¬
меняют 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 — тореп разреза кольца
Разновидностью контактного уплотнения с неподвижным
кольцом является торцевое контактное графическое уплотне¬
ние (рис. 7.14). В нем применено сплошное графитовое
кольцо 5, прижимаемое к торце¬
вой поверхности втулки 6 силами
пружины 2 и перепада давлений.
Компенсация износа кольца про¬
исходит за счет осевого переме¬
щения подвижной втулки 3, кото¬
рая в свою очередь уплотнена
относительно корпуса 4 с по¬
мощью резинового кольца. Штифт
1 исключает проворот втулки 3
в окружном направлении. Такое
уплотнение из-за отсутствия раз¬
реза на кольце относят к катего¬
рии безрасходных. Допускаемые
перепады давлений (р2 — рх) до¬
стигают 0,4 МПа. Для повыше¬
ния ресурса кольца окружная
скорость на поверхности контак¬
та ограничена и не превышает
90 м/с.
При небольших перепадах давлений (0,02...0,04 МПа) при¬
меняют графитовые контактные уплотнения с плавающими коль-
Рис. 7.14. Схема торцевого контакт¬
ного графитового уплотнения:
/ — штифт; 2 — пружины; 3 — под¬
вижная втулка-кольцедержатель;
4 - корпус; 5 сплошное графи¬
товое кольцо; 6 — упорная втулка
190
цами (рис. 7.15), Разрезное графитовое кольцо 2 прижимается
к неподвижной втулке корпуса 1 силами упругости, центробеж¬
ными силами собственных масс и давлением рь действующим
на внутреннюю его поверхность.
кольцами:
/ неподвижная втулка корпуса; 2 — разрезное графитовое кольцо;
3— упорная втулка; 4 — подшипник; 5— гайка; 6— вал
Допустимая рабочая температура контактных графитовых уп¬
лотнений составляет 500,..530 °С.
Широкое распространение в авиационных ГТД получили бес¬
контактные уплотнения. Их преимущество — простота конструк¬
ции, высокая надежность, отсутствие ограничений по окружной
скорости и температуре среды. К недостаткам таких уплотнений
следует отнести повышенный расход но сравнению с контактны¬
ми уплотнениями.
В масляных полостях бесконтактные уплотнения используют
в виде маслосбрасывающих колец («маслосброс») и резьбовых
уплотнений. Маслосбрасывающее кольцо ( см. рис. 7.8) выполне¬
но в виде отражательного выступа с острой кромкой. Оно уста¬
навливается вблизи подшипника и обеспечивает разрыв масля¬
ной пленки и сброс масла в картер, что уменьшает его проникно¬
вение к последующим уплотнениям.
Резьбовое уплотнение выполняется в виде многозаходной лен¬
точной или треугольной резьбы, нарезанной на вращающейся
втулке. Направление резьбы выбирается таким образом, чтобы
при данном направлении вращения резьбовое уплотнение препят¬
ствовало уходу масла из масляной полости.
Для разделения газовых, а также газовых и масляных поло¬
стей 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 кратко¬
временного или полного прекращения подачи масла при работе
двигателя.
Усталостное разрушение наблюдается в виде точечного вы¬
крашивания 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 на¬
грева выше температуры отпуска как при изготовлении под¬
шипника (прижоги при шлифовании), так и в эксплуатации;
— коррозионные язвы из-за плохой консервации или неудов¬
летворительных условий хранения, фреттинг-коррозия при тран¬
спортировке.
Повышенному изнашиванию в процессе эксплуатации подвер¬
жены сепараторы и тела качения. Этому способствует неправиль¬
ный монтаж подшипника, установка колец с перекосом. Попада¬
ние 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 пред¬
варительного охлаждения на пониженных режимах поток тепла
от дисков турбины через вал передается на внутреннее кольцо
подшипника. Оно расширяется, выбирает зазоры и кратковре¬
менно заклинивает ротор. Это явление обнаруживается по тугому
вращению ротора при его ручной прокрутке после подобных вы¬
ключений. 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 дина¬
мических нагрузок в опорах.
При разрушении деталей подшипника за счет масляного го¬
лодания всегда имеет место оплавление и износ тел качения,
наволакивание материала шариков на поверхности беговых доро¬
жек, износ наружной поверхности сепаратора и его гнезд, разрыв
боковых перемычек сепаратора. Из-за интенсивного тепловыделе¬
ния 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 вы¬
ходе из двигателя, уменьшению времени выбега ротора, потем¬
нению масла и т. п.
7.7. СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Узлы соединения трех- и четырехопорных роторов, работаю¬
щих в условиях несоосности, принято называть соединительными
муфтами.
Соединительные муфты трехопорных роторов должны обеспе¬
чивать:
— передачу крутящего момента от ротора турбины к ротору
компрессора в условиях несоосности и перекоса валов;
— передачу осевой силы от ротора турбины ротору компрес¬
сора, 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 тормо¬
жении в процессе посадки) возникают инерционные силы, кото¬
рые 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 трех¬
опорной 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 балансирово¬
чные элементы, подбором массы которых достигается заданная
минимальная степень несбалансированности ротора;
— взаимное центрирование деталей муфты, исключающее по¬
явление значительных радиальных люфтов;
— легкую разборку и сборку узла и, одновременно, надеж¬
ную фиксацию деталей на всех эксплуатационных режимах.
Рассмотрим пути выполнения указанных требований.
Передача крутящего момента в условиях несоосности и пере¬
коса валов обеспечивается эвольвентным шлицевым соединением.
Компенсация несоосности достигается благодаря наличию зазо¬
ров 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 долго¬
вечности применяют следующие конструктивные мероприятия:
— устанавливают последовательно несколько шлицевых сое¬
динений;
— 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 умень¬
шится 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 неравномерно¬
сти 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
дарового шарнира располагают на оси вращения ротора в пло¬
скости, 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 трехшмрного ротора ТВД:
I — хвостовик вала компрессора; 2 i,шнционная втулка;
3 — корпус фиксатора; 4 — пружина фикса гора; 5 — двухшли¬
цевая втулка фиксатора; 6 — хвостовик вала турбины; 7 — сое¬
динительный болт; 8 — подпятник болта
— гибкого длинного соединительного болта; при этом ком¬
пенсация несоосности достигается за счет изгибной податливости
болта. Для исключения потери устойчивости болта при прохож¬
дении 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 ком¬
прессора. Обратная осевая сила, возникающая при торможении
самолета и направленная вперед, на болт передаваться не долж¬
на во избежание потери его устойчивости.
На примерах реальных конструкций рассмотрим выполнение всей совокуп¬
ности 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 соеди¬
нительным 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 удер¬
живается разрезным стопорным кольцом 8. Осевая и радиальная силы передают¬
ся через сферические кольца 5 на болт 6 и затем через резьбовой участок болта —
на промежуточную втулку 3 и резьбовой участок вала компрессора /. Регулиро¬
вочное кольцо 2 обеспечивает необходимое осевое положение ротора турбины
относительно корпуса. Зазор 6 исключает торцевое заедание шлиц и допускает
их самоустановку. Передача обратной осевой силы сопровождается выборкой
зазора б 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 соедине¬
нием, 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 на рис. 7.19, крутящий момент также
передается непосредственным эвольвентным шлицевым соединением вала турбины
2 и цапфы ротора компрессора /. В осевом направлении вал турбины удерживает¬
ся соединительным болтом 3, имеющим два резьбовых участка с разными шагами
резьбы. Для контровки болта применены упругие зубцы. При сборке ротора пред¬
варительно 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 низ¬
кого давления. Из четырех имеющихся опор только одна (обычно вторая)
воспринимает осевую силу всего ротора.
Типичная схема соединительной муфты четырехопорного ротора показана
на рис. 7.20. Валы компрессора / 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 бол¬
том 6, который передает прямую осевую силу ротора турбины через сферическую
опору 7 на вал компрессора. Соединительный болт законтрен пружинным
фиксатором 8.
13*
195
IT <L>
га о
ы со
t=z
rs
со E-
5 X
S >»
ш со
О
vo 7
л
со I
Ч К h
trT « 4
^ I О
. or VO
I о
: &>=5
: 3 *
: s ^
! 2 ф
• с к
tc
s
— Ef
о°з ф
« о
О . ~ О
2 о ,
ja :J
cc .Д ,
^ VO
га о
a« ..
p ca
a
н
ч
о
Д CO
^D-g
s |S
S 5-®
ffi <L) s
£ CL g_
a;
Ф
I *©■
§ Г
о «
о J3
<J
. C xo
n S a1
. O >!
ci W н
s
ra ra
ra ra
m со
I I
^ xt<
196
кольцо; 8 — стопорное разрезное кольцо; 6 — осевой зазор между валами
Рис. 7.18. Соединительная муфта трехопорного ротора вертолетно¬
го ГТД:
/ — пружина; 2 — задняя цапфа ротора компрессора; 3 — двухшлице¬
вая подвижная втулка; 4 — хвостовик вала турбниы
Рис. 7.19. Соединительная муфта трехопорного ротора ТРД:
/ — задняя цапфа ротора компрессора; 2 — хвостовик вала
турбины; 3 — соединительный болт; 4 — пазы соединительно¬
го болта; 5 — резьбовая втулка вала турбины
198
Рис. 7.21. Соединительная муфта четырехопорного ротора ТРДД:
1—хвостовик вала компрессора; 2 — шлицевой вал-труба; 3 — регулировочное кольцо; 4 — дистан¬
ционная втулка; б — 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 поверх¬
ностей обеспечивают цементацией (стали 12Х2Н4А, 18ХНВА) или
азотированием (сталь 38ХМЮА).
Для исключения наклепа контактных поверхностей, облегче¬
ния сборки и разборки узла, повышения равномерности распре¬
деления нагрузки применяют меднение или серебрение поверх¬
ностей контакта.
Глава 8. РЕДУКТОРЫ АВИАЦИОННЫХ
СИЛОВЫХ УСТАНОВОК И ПРИВОДЫ АГРЕГАТОВ ГТД
8.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РЕДУКТОРАХ
Редуктор авиационной силовой установки — это механиче¬
ская 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; несу¬
щие и рулевые винты вертолетов; вентиляторы ТРДД с большой
степенью двухконтурности; винтовентиляторы ТВВД; агрегаты,
приводимые во вращение от двигателя. Редукторы для агрега¬
тов иначе называют приводами агрегатов.'
Кинематический эффект редуктора принято оценивать переда¬
точным числом /, равным отношению частот вращения ротора
двигателя пД и потребителя мощности nB:i=nJnB.
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,
/гдг об/мин
2000...2500
8000... 16000
2500...32000
вала винта, пВУ
об/мин
1000... 1500
1000... 1500
200...300
передаточное число i
1,3...2,5
5...16
15... 160
Основными требованиями, предъявляемыми к редуктору авиа¬
ционного двигателя, являются: высокий КПД при малых габари¬
тах 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 вели¬
чин. Так, при мощности ТВД Д^в—5000 кВт и г)р=0,98 потери
на трение составляют 100 кВт. Для отвода тепла, выделяющего¬
ся 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 современ¬
ных редукторов их масса составляет значительную часть массы
двигателя. Так, для ТВД тред—(0,2...0,3) Мдв, а для вертолетно¬
го ГТД масса редуктора в 2...3 раза превышает массу двигателя.
Высокая надежность редукторов обеспечивается достаточны¬
ми запасами прочности и необходимой жесткостью его элемен¬
тов, применением высоколегированных сталей, поверхностным
упрочнением контактных поверхностей, использованием автома¬
тических предохранительных устройств, предупреждающих пере¬
грузку редуктора (автоматов ограничения мощности и частот
вращения, устройств флюгирования по отрицательной тяге и
т. п.).
Обеспечение высокой технологичности предусматривает вы¬
полнение комплекса конструктивных и технологических меро¬
приятий, позволяющих существенно упростить производство, ре¬
монт и эксплуатацию изделия без снижения его надежности и
эффективности.
Имеется ряд признаков, по которым осуществляют классифи¬
кацию авиационных редукторов:
— по типу кинематической схемы различают редукторы про¬
стые, планетарные, дифференциальные, комбинированные;
— по расположению относительно двигателя редукторы клас¬
сифицируют 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 ок¬
ружностей (передачи Новикова).
8.2. РЕДУКТОРЫ ПОРШНЕВЫХ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В поршневых двигателях, несмотря на малые требуемые пере¬
даточные числа (см. табл. 8.1), нашли широкое применение
соосные планетарные редукторы (рис. 8.1). Передаточные числа
200
таких редукторов определяются выражением /=1 -\-z3/zb (где z,
и z3— числа зубьев ведущей 1 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 сателли¬
тов 2. Это приводит к увеличению
числа зубьев, находящихся в за¬
цеплении, и снижает воздействие
динамических нагрузок, вызван¬
ных неравномерностью вращения
коленчатого вала. В конструк¬
циях таких редукторов преду¬
сматриваются специальные меры
для обеспечения равномерной
загрузки сателлитов. Так, в ре¬
дукторе двигателя АШ-62 с этой
целью в конструкции сателлитов
выполнена упругая связь зубчатого венца с втулочным основа¬
нием. При нагружении сателлитов упругие деформации венца
относительно втулочного основания будут пропорциональными
передаваемым нагрузкам, что обеспечит выравнивание нагрузки
между сателлитами.
V
Рис. 8.1. Кинематическая
схема планетарного ре¬
дуктора поршневого дви¬
гателя АШ-62:
1 — ведущая шестерня;
2 — сателлит; 3 — непо¬
движная шестг-рня; 4 —
корпус сателлитов
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 час¬
тот вращения ротора двигателя и воздушного винта (см. табл.
8.1), применяемые схемы редукторов должны обеспечить получе¬
ние 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 наи¬
большее 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=lH— -.
Z1 z3
201
Наиболее нагруженной парой является внутреннее зацепление
зубьев шестерен 3 и 4. В данном зацеплении действует окружная
сила Рз 4, величина которой определяется передаваемым на кор¬
пус крутящим моментом Мк и радиусом неподвижной шестер¬
ни г4:
м — м„
Г1 +Г2 +Г3
Л!„
Г|+Г2
-(«-О.
где Мв, Мр — крутящие моменты, подводимые к воздушному
винту и редуктору соответственно; i=MB/Mp — передаточное
число редуктора (без учета потери мощности на трение).
и
■X,
..
144
vm
о
Рис. 8.2. Кинематическая схема плане¬
тарного редуктора ТВД с двухвенечны¬
ми сателлитами:
1 — ведущая шестерня; 2, 3 — боль¬
шой и малый зубчатые венцы сател¬
лита; 4 - неподвижная шестерня; 5 —
корпус сателлитов
V
/ 5"
/
и/]
I ]
Рис. 8.3. Кинематическая
схема двухступенчатого
планетарного замкнутого
редуктора:
1,2,3 — шестерни плане¬
тарной ступени; 4, 6, 5 —
шестерни ступени перебо¬
ра; 7 — механизм измери¬
теля крутящего момента
Из подученной формулы видно, что для уменьшения усилия
_4 необходимо увеличивать радиусы ги 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 многопо¬
точности, согласно которому уменьшение нагрузки в зацеплении
достигается разделением мощности, передаваемой от ведущего
к ведомому звену на два и более потоков. В данной схеме под¬
водимая к редуктору мощность передается на вал винта двумя
потоками: через корпус сателлитов планетарной ступени пере¬
дается 33 % мощности, а остальные 67 % — через ступень пере¬
бора, включающую шестерни z4, z5, z6 (при /=12). Передаточное
число редуктора определяется по формуле:
Таким образом, применение в данной схеме принципа много¬
поточности исключает нагружение звеньев редуктора полным по¬
током винтовой мощности, как в рассмотренной выше кинемати¬
ческой схеме (см. рис. 8.2). Этим объясняются и существенно
меньшие диаметральные габариты планетарного замкнутого ре¬
дуктора по сравнению с одноступенчатым планетарным. Равно¬
мерная загрузка сателлитов планетарной ступени и шестерен
ступени перебора достигается применением шлицевых соединений
с повышенными зазорами в зацеплении.
На корпус редуктора передается крутящий момент Мк, рав¬
ный по абсолютной величине разности крутящих моментов винта
Мв и ведущего вала редуктора Мр, и направленный в сторону,
противоположную вращению ведущего вала:
MK=MB — Mp=Mp(i— 1).
Из полученной формулы видно, что момент Мр, а следовательно,
и мощность редуктора Np могут быть определены путем йзмере-
ния крутящего момента Мк, передаваемого на корпус:
Np=2зхМрпд=■—р2япд,
где пд — частота вращения ротора двигателя, 1/с. Именно этот
принцип используется в двигателях АИ-20 и АИ-24 для измере¬
ния мощности, передаваемой редуктором на воздушный винт.
На ТВД мощностью более 5000 кВт применяют соосные вин¬
ты, вращающиеся в противоположные стороны. Соосные винты в
этом случае имеют определенные преимущества перед одино¬
203
чными: обладают повышенным КПД; имеют меньшую длину ло¬
пастей; образуют меньшую закрутку воздуха.
Высоким кинематическим эффектом и малыми потерями в за¬
цеплении характеризуются кинематическая схема дифферен¬
циального 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 зубча¬
тые венцы сателлита; 4 —
шестерня внутреннего за¬
цепления
Данная схема имеет две степени свободы и для устранения
неопределенности в кинематике механизма обеспечивают под¬
держание постоянными частот вращения переднего пп и заднего
п3 винтов: nn=n3=n=const. Для этого используют два регуля¬
тора частот вращения, каждый из которых выполняет заданный
закон управления, изменяя углы установки лопастей соответст¬
вующих винтов. С учетом указанных законов управления пере¬
даточное 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 мощно¬
стей и крутящих моментов в редукторе. Подводимая к редуктору
мощность Nр распределяется на передний N„ и задний N3
винты: Nv—Nn + N3.
Обозначив частоту вращения ротора двигателя пд и учитывая,
что п„=п3=п, имеем: Мрпд=М„п-{-М3п, и далее Mpi=M„-j-M3,
где i=njn — передаточное число редуктора, а Мр — крутя¬
щий момент, подводимый к редуктору. Из рассмотрения баланса
крутящих моментов имеем: |МП| — |М3|==|МР|.
204
После преобразования полученных выражений придем к вы¬
воду: М„/М3=у — у-, т. е. передний винт всегда загружен на
~20 % большим моментом, чем задний (при /ь=10...12).
Для уменьшения габаритов редуктора данной схемы исполь¬
зуют 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 скоростя¬
ми 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 допол¬
нительный редуктор к рулевому винту.
Основные характеристики главных редукторов отечественных
вертолетов представлены в табл. 8.2.
Таблица 8.2. Основные характеристики
главных редукторов вертолетов
Верто¬
лет
Двигатель
Глав¬
ный
редук¬
тор
Масса
главного
редукто¬
ра, кг
Макси¬
мальная
мощность
одного
двигате¬
ля. кВт
Частота
вращения
несущего
винта,
об/мин
Переда¬
точное
число
главного
редуктора
Удельная
масса.
кг/Н - м
МИ-1
IX АИ-26В
р-1
135
423
232
6,82
7,75-
10 3
МИ-2
2ХГТД-350
ВР-2Б
300
321
246
23,98
12,03-
10 3
МИ-4
1ХАШ-82В
Р-5
471
1250
198
13,45
7,81-
К) 3
МИ-6
2ХД-25В
Р-7
3200
4045
120
69,2
4,97-
Ю_3
МИ-8
2Х ТВ-2-
117
ВР-8А
785
1100
192
62,5
7,17-
10 3
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 Мкрвых:
туд т/Мкр вых
/V 0Q 0q
Учитывая, что Мкрвых=-^-- —ж-где iVB — мощность,
подводимая к несущему винту, кВт; пв — частота вращения
205
несущего винта, об/мин; 2Мд — суммарная мощность двигате¬
лей, Вт; Мкр вых — крутящий момент на выходном валу, Н» м,
имеем: тпв
т =
гд 9,5542 Л/д
Рассчитанные по этой формуле значения удельной массы ре¬
дукторов представлены в табл. 8.2.
Главные редукторы вертолетов обычно выполняются много¬
ступенчатыми. В первых быстроходных ступенях применяются
простые передачи, составленные из цилиндрических или кони¬
ческих колес. Применение здесь планетарных передач затруднено
ввиду больших центробежных сил сателлитов, передаваемых на
их подшипники. В последних тихоходных ступенях часто при¬
меняются 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; I, 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 спи¬
ральными зубьями. Третья ступень выполнена как замкнутая
планетарная передача. В ней установлено пять сателлитов 6 пла¬
нетарной ступени и семь промежуточных шестерен 9 ступени
206
перебора. Крутящий момент передается на несущий винт двумя
потоками.
Большие перспективы в снижении относительной массы ре¬
дуктора вертолета (до 50%) открываются благодаря примене¬
нию простых кинематических передач е разветвлением потока
мощности. Преимущества этого пути реализуются только при
такой компоновке и конструктивных решениях, которые обеспе¬
чивают равномерное распределение нагрузки в потоках.
Пример реализации такого подхода к построению кинемати¬
ческой схемы главного редуктора представлен на рис. 8.6. Редук-
р
Рис. 8.6. Кинематическая схема многопоточного главного редуктора с простыми
передачами:
б приводы от двигателей; в — вал несущего винта; г, д — приводы к
агрегатам и хвостовому валу; /, 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 ше¬
стернями 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 интен¬
сивной смазки и охлаждения зубьев.
Недостатком данной схемы являются большие диаметральные
габариты редуктора по сравнению со схемой, включающей плане¬
тарные ступени. Однако этот недостаток не является определяю¬
щим при использовании, данной схемы для тяжелого грузового
вертолета, где скорость полета и, соответственно, аэродинами¬
ческое 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 маг¬
ниевых или алюминиевых сплавов и состоят из нескольких ча¬
стей, 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 подшип¬
ников редуктора.
Достижение заданной жесткости корпуса обеспечивается вы¬
бором соответствующей формы (как правило, конической, ре¬
же— сферической), выполнением продольных подкрепляющих
ребер, соединением отдельных частей корпуса в единую короб¬
чатую 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 де¬
талями. Они изготавливаются из высоколегированных сталей и
подвергаются сложной химико-термической обработке, обеспечи¬
вающей высокую твердость поверхности зубьев при относитель¬
но мягкой сердцевине.
Шестерни малых размеров обычно изготавливаются из хромо¬
никелевой 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 мень¬
шей температуры нагрева. В качестве азотируемой стали при¬
меняют сталь 38ХМЮА. Поверхность зубьев шлифуется для сня¬
тия 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 NB 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), прихо¬
дим к выводу, что для измерения мощности достаточно измерить
величину крутящего момента на валу винта.
ИКМ подразделяются на гидромеханические и электромеха¬
нические. В гидромеханических ИКМ измеряемый момент
преобразуется с помощью гидромеханических устройств в
давление масла, пропорциональное величине этого момента. В
электромеханических ИКМ используются электроиндуктив-
ные или емкостные преобразователи.
Опыт эксплуатации показывает более высокую надежность
гидромеханических преобразователей по сравнению с электро¬
механическими, 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 кинема¬
тической схеме редуктора данного двигателя имеется неподвиж¬
ное звено, на которое передается крутящий момент, пропорцио¬
нальный 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: УИК= — Mp(i —1)=
м
— -—— 1), где Мр — крутящий момент, подводимый к редук¬
тору; Мв — крутящий момент, подводимый к винту; i — переда¬
точное число редуктора.
Принцип работы ИКМ основан на уравновешивании момента
Мк, передаваемого от корпуса ступени перебора на картер редук¬
тора, 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:
/ — цилиндр; 2 — поршень; 3 — манометр;
4 — венец; 5 — маслонасос ИКМ; 6 — коллек¬
тор; А — маслосбрасывающее отверстие; Б —
кромка штока поршня; В — полость между
поршнем и цилиндром
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 проходно¬
го сечения сливного отверстия и возрастанию Рикы. Так будет
происходить до тех пор, пока не наступит равновесие указанных
выше моментов.
На равновесном режиме момент, передаваемый механизмом
ИКМ, равен:
Микм Мк FBKUFnZf п,
где Fn — 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) Р BKUF Kzr „
NB=MBnB=
или
д, P»™Fnzr„np
в~ I-1 ’
где пв, пр — частоты вращения винта и ротора двигателя, соот¬
ветственно, 1/с; NB — винтовая мощность, Вт; Мв — крутящий
момент, передаваемый на винт, Н-м; Рикм — давление в системе
ИКМ, Па.
Торсионный ИКМ измеряет угол закрутки входного вала-рес¬
соры редуктора и преобразует его в давление масла, пропорцио¬
нальное этому углу. Связь между крутящим моментом Мр и уг¬
лом закрутки вала выражается формулой:
МР1
Ф=Ж’
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 б относительно
корпуса ИКМ, соединенного с валом-рессорой.
В корпусе ИКМ напротив заслонки выполнено сопло 7 для
слива масла, подаваемого насосом ИКМ. При передаче крутяще¬
го момента вал-рессора закручивается относительно измеритель¬
U:
211
ного 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:
/ — маслонасос ИКМ; 2 — вал-рессора; 3 — подшипник; 4 — из¬
мерительный 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, используе¬
мым 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, попада¬
ние 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 максималь¬
ной мощности двигателя при эволюции самолета. Для невысотно¬
го ТВД без ограничения мощности этот случай соответствует
полету самолета у земли с максимальной скоростью при низкой
температуре наружного воздуха (гя=—45°С). В качестве рас¬
четной мощности высотного ТВД принимается мощность ограни¬
чения. Рассчитываются контактные напряжения и напряжения
изгиба по методикам, регламентированным ГОСТ 21354—75.
Учитывая высокую степень точности зубчатых колес авиа¬
ционных редукторов и принимая во внимание специальные меры
212
по обеспечению равномерной загрузки шестерен при выполне¬
нии расчета, выбирают коэффициент:
— неравномерности распределения нагрузки по длине зуба
(из-за перекоса осей, погрешностей изготовления и т. п.), рав¬
ным 1,1;
— неравномерности загрузки по сателлитам, равным 1,15;
— эквивалентной нагрузки, учитывающий время работы дви¬
гателя на различных режимах, равным 0,8...0,9.
Расчет зубьев позволяет уточнить размеры шестерен, при
которых обеспечивается достаточная стойкость рабочих поверх¬
ностей против усталостного выкрашивания и исключается полом¬
ка 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 диамет¬
ры 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, действую¬
щие на вал, на расчетных режимах.
Рассмотрим нагрузки, действующие на вал винта.
Крутящий момент от передаваемой мощности:
MKp=N J2nnB, Н-м,
где NB — винтовая мощность, Вт; пБ — частота вращения ва¬
ла, 1/с.
Сила тяги воздушного винта Рв:
PB=NBr]B/V, Н,
где V — скорость полета самолета, м/с; rjB — КПД винта.
Вес GB может быть приближенно определен на базе про¬
тотипа:
GB=GBn(DB/DBn)2,
где Gen, DBB — вес и диаметр винта прототипа.
Сила инерции от масс винта при эволюции самолета:
P, = GB«3,
где пэ — коэффициент эксплуатационной перегрузки (для транс¬
портного самолета берут пэ=4,5...5,0).
Гироскопический момент винта Мт определяется по формуле:
Мг=/р(овQsina, Н • м,
где /р— массовый полярный момент инерции лопастей и втулки
213
винта, кг-м2; щв — угловая скорость вращения винта, 1/с; £2—
угловая скорость эволюции самолета, 1/с; а — угол между век¬
торами «в и £2.
Неуравновешенная центробежная сила масс винта Ри, выз¬
ванная дисбалансом 6, как известно, равна /Зн = 6юв.
Расчет вала на прочность с последующей оптимизацией ма‘с-
сово-габаритных характеристик целесообразно проводить с ис¬
пользованием 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 из¬
гиба в зоне его перехода в обод, где имеет место концентрация
напряжений;
— контактные повреждения рабочей поверхности зуба, при¬
водящие 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, при¬
водящих к внезапному отказу двигателя, могут быть специаль¬
ные методы анализа вибраций редуктора и метод акустической
эмиссии.
К контактным повреждениям относят выкрашивание, отслаи¬
вание, изнашивание и заедание зубьев по их боковым поверхно¬
стям.
Основными причинами первых двух видов контактных по¬
вреждений являются концентрации нагрузки по длине и профилю
зубьев, наличие остаточных растягивающих напряжений на рабо¬
чих поверхностях зубьев, неблагоприятные искажения профилей
зубьев в процессе эксплуатации.
Особенно опасно прогрессирующее выкрашивание материала,
возникающее у шестерен с твердыми зубьями. Такое поврежде¬
ние 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 упрочнен¬
ном поверхностном слое образуются напряжения сжатия значи¬
тельной величины (порядка БООМПа [1]). При работе под на¬
грузкой максимальные растягивающие напряжения возникают в
214
подповерхностном слое. Циклическое приложение нагрузки, ха¬
рактерное для зубчатой передачи, приводит к подповерхностному
усталостному разрушению и отделению, отслаиванию сравни¬
тельно крупных участков упрочненного слоя. Это, в свою оче¬
редь, может быстро вывести из строя всю передачу.
Развитие указанных повреждений может быть зарегистриро¬
вано 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 недо¬
статочной несущей способности масляного слоя, разрыва масля¬
ной пленки в местах контакта, отсутствия или временного пре¬
кращения поступления смазки, несоответствия сорта масла тре¬
буемому и смешанного трения при запусках, остановах двигате¬
ля 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 давле¬
нием, 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 со¬
держат 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 воз¬
душной системы, первичные преобразователи (датчики) и регу¬
ляторы 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 дви¬
гателя, либо с помощью автономной воздушной турбины, исполь¬
зующей 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 автоном¬
ного привода.
В то же время автономный привод используется для допол¬
нительной передачи мощности к отдельным агрегатам, требую¬
щим постоянной и точно выдерживаемой частоты вращения ро¬
тора (например, привод генератора переменного тока).
К размещению агрегатов на двигателе и организации их
привода предъявляют следующие требования:
— простота кинематической схемы передач;
— минимальная протяженность трубопроводов коммуника¬
ций и магистралей;
— минимальные габариты и масса приводов;
— удобство подхода к агрегатам для их осмотра, регулиров¬
ки и замены;
— удаленность агрегатов от корпусов с высокой температу¬
рой стенок.
Указанным требованиям в наибольшей степени удовлетворяет
размещение большинства агрегатов на коробках приводов, уста¬
навливаемых на наружной стенке корпусов компрессора и редук¬
тора. Число коробок приводов может достигать 6...7. Большое
число коробок приводов, устанавливаемых на двигателях пер¬
вых поколений, обеспечивало легкий доступ к агрегатам при
проведении работ по их осмотру, регулировке или замене. Одна¬
ко увеличение числа коробок приводит к усложнению и утяже¬
лению всей системы приводов. Поэтому общей тенденцией в раз¬
витии кинематических схем приводов является интеграция агре¬
гатов 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 ра¬
бот по их эксплуатационному контролю и регулировке.
Структурно кинематическая схема приводов включает цент¬
ральный 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 мо¬
мента на 90°. Передача мощности к центральному узлу осу¬
ществляется 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 ша¬
риковый радиально-упорный шарикоподшипник, то коническую
ведущую шестерню крепят жестко при помощи шлиц и гайки
(рис. 8.10, а).
Если на цапфе располагается роликоподшипник, то соедине¬
ние конической шестерни с этой цапфой выполняют так, чтобы
взаимные осевые смещения ротора и корпуса двигателя, вызы¬
ваемые 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 центробеж¬
ному 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 датчи¬
ку тахометра ротора КВД; 19 — к гидронасосу системы ревер¬
сирования; 20 — к маслонасосу откачки; 21 — к топливному
насосу-регулятору; 22 — к центробежному суфлеру; 23 — запас¬
ной привод
величину зазора в зацеплении конических шестерен. Это
достигается постановкой дополнительной цилиндрической прямо¬
зубой передачи, на условия зацепления которой не влияют осе¬
вые перемещения ротора (см. рис. 8.10, б). Такой же эффект
может быть достигнут применением скользящей посадки кониче¬
ской 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 — регулиро¬
вочные кольца; 5—подшипник ротора компрессора; 6—цапфа ротора
компрессора
Величина необходимого зазора в зацеплении конических ше¬
стерен обеспечивается подбором толщины регулировочных ко¬
лец 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) отно¬
сительно внутреннего силового корпуса и крепят к нему при по¬
мощи фланца и шпилек. Высокая жесткость корпуса централь¬
ного узла и силового корпуса обеспечивает сохранение условий
зацепления шестерен всей кинематической цепи.
Вращение от центрального узла к коробкам приводов пере¬
дают валиками-рессорами, проходящими внутри пустотелых об¬
текаемых стоек переднего или переходного корпусов компрес¬
сора. Рессоры выполняют, по возможности, тонкими как для
уменьшения массы и габаритов обтекаемых стоек и самой рес¬
соры, так и для сглаживания пульсаций передаваемого крутя¬
218
щего момента, вызванных погрешностями геометрии и установки
шестерен.
Осевое перемещение рессоры в радиальном направлении ог¬
раничивается упорами в разрезные упругие кольца, устанавли¬
ваемые в расточки выходного валика центрального узла и
входного валика коробки приводов.
В коробке приводов первой устанавливается угловая переда¬
ча в виде пары конических шестерен. Внутрь валика ведущей
конической шестерни свободно входит шлицевой хвостовик рес¬
соры, омедненный по наружной поверхности шлицев. На валике
ведомой конической шестерни крепится цилиндрическая шестер¬
ня, которая через систему цилиндрических шестерен передает
вращение агрегатам.
Корпус коробки приводов отливается из алюминиевых или
магниевых сплавов, центрируется относительно наружного флан¬
ца силового корпуса и крепится к нему. Стык уплотняется про¬
кладкой. На передней и задней стенках коробки выполняют
фланцы для крепления агрегатов. Агрегаты центрируются отно¬
сительно 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 цент¬
рального привода смазываются направленным подводом масла
через форсунки (жиклеры). Остальные подшипники, зубья и
шлицы системы приводов смазываются масляным туманом. От¬
работанное масло сливается самотеком в основные маслосборни¬
ки 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 поддер¬
жание частоты вращения ротора генератора достигается регули¬
рованием подачи сжатого воздуха, отбираемого из-за компрессо¬
ра, к воздушной турбине ППО. Эту функцию выполняет регуля¬
тор ППО, измеряющий частоту вращения ротора генератора
и управляющий положением дроссельной заслонки, которая
изменяет расход воздуха, поступающего в воздушную тур¬
бину.
219
Чем выше частота вращения ротора двигателя, тем ниже ча¬
стота вращения ротора воздушной турбины и ее мощность, необ¬
ходимая для докрутки ротора генератора до номинальной
частоты.
!
\
—-6
к
•U К'
;Л
U
От воздушной
турбины
Рис. 8.11. Кинематическая схема привода постоянной частоты
вращения генератора переменного тока:
I — 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 боль¬
ших внезапных нагрузках, возможных при ненормальной работе
самолетной силовой электросистемы.
В конструкции выходной передачи воздушной турбины преду¬
смотрена муфта 3, предотврашаюшая 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 Рп (рис. 9.1, а) воз¬
никает благодаря тому, что линия центров тяжести (ц.т.) сече¬
ний лопатки, в общем случае, не совпадает с радиальной осью г,
проходящей через центр тяжести корневого сечения. Кручение
лопатки вызывают составляющие центробежных сил Рщ, дейст¬
вующие в плоскости поперечного сечения и создающие относи¬
тельно центра жесткости крутящий момент, направленный в
сторону плоскости вращения.
Распределенные по поверхности лопатки газовые силы, равно¬
действующая которых Рт 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 лопат¬
ках от центробежных и газовых сил обычно невелики и в рас¬
четах иногда ими пренебрегают. Исключение составляют тонкие
сильно закрученные лопатки, кромки которых могут потерять
устойчивость под действием крутящего момента [60].
Неподвижные лопаточные аппараты двигателя (направляю¬
щие, 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 компрес¬
соров испытывают неравномерный по объему нагрев, благодаря
которому в лопатках возникают значительные температурные
221
напряжения. Неравномерный нагрев создает объемное термо¬
напряженное состояние в лопатках. Однако, как показывают
расчеты, по сравнению с термическими напряжениями, действую¬
щими вдоль оси лопатки, остальные компоненты тензора термо¬
напряжений имеют несущественные величины (при относитель¬
но небольших градиентах температур), в связи с чем в некото¬
рых случаях ими можно пренебречь.
Таким образом, расчетное напряженное состояние лопаток
можно принимать одноосным. Оно характеризуется действием
вдоль оси лопатки напряжений растяжения и изгиба от механи¬
ческих сил (центробежных и газовых) и термических напря¬
жений.
Рис. 9.1. Нагрузки, действующие на лопатку (а) и схема нагружения лопатки
центробежными силами (б)
Расчетные режимы. В качестве расчетных режимов принима¬
ют 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 раз¬
личных условиях работы ГТД, поэтому проверку прочности ло¬
паток производят на нескольких расчетных режимах, основные
из которых рассмотрены ниже.
1. Режим максимальной частоты вращения ротора при рабо¬
те двигателя на стенде (стендовый взлетный режим в стандарт¬
ных атмосферных условиях). На этом режиме центробежные
силы масс рабочих лопаток имеют наибольшие значения. Тем¬
пература газа (следовательно и лопаток) близка к максималь¬
ной . Газовые силы достигают существенных величин.
222
2. Режим с максимальной температурой газа перед турбиной
(стендовый взлетный режим при высоких температурах атмо¬
сферного воздуха). На данном режиме конструкционные мате¬
риалы 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 характе¬
ризуется максимальными величинами газовых нагрузок на ло¬
патки.
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 лопат¬
ках от центробежных сил вследствие существенного уменьшения
противодействующих газовых нагрузок.
Кроме вышеотмеченных назначают также расчетные режимы,
предусмотренные программой выполнения полета, например, но¬
минальный и крейсерские режимы на заданных высотах.
9.2. РАСТЯЖЕНИЕ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ СИЛАМИ
Расчетная схема. При расчете рабочей лопатки на растяже¬
ние центробежными силами собственных масс не учитывают
влияние на ее напряженное состояние естественной закрутки
и отклонений центров тяжести поперечных сечений от радиаль¬
ной оси. Лопатку рассматривают как жесткий стержень с пере¬
менной по длине площадью поперечного сечения, расположенный
вдоль радиуса вращения R (рис. 9.1, б). Стержень считают
жестко защемленным на радиусе корневого сечения лопатки
RK. На периферийном радиусе R0 лопатка может иметь бандаж¬
ную полку, геометрические параметры которой показаны
на рис. 9.1, б.
При указанных допущениях нагружение лопатки будет про¬
исходить по статически определимой схеме, при которой для
вывода уравнения напряженного состояния достаточно рассмот¬
реть 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 профиль¬
ной 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 эле¬
мент по соотношению, можно определить
223
dPn=w2Rdm = Qb)2F ■ RdR, (9.1)
где q — плотность материала лопатки; ц> — угловая скорость
вращения рабочего колеса; F — площадь поперечного сечения
лопатки, изменяющаяся по длине, в общем случае, по произволь¬
ному закону F=F(R).
Заменим влияние на элемент dR отброшенных частей лопатки
силами упругости apF и (ор — dop)(F— dF) (ор — напряжение
растяжения), действующими на грани элемента.
Уравнение равновесия элемента можно составить, приравни¬
вая нулю проекции на радиальную ось всех действующих на
него сил:
dPl-apF+ (ор — dop) (F-dF) =0. (9.2)
Пренебрегая бесконечно малой величиной второго порядка
малости dopdF и учитывая очевидное равенство opdFFdop=
=d(opF), из формулы (9.2) получим дифференциальное уравне¬
ние напряженного состояния лопатки в виде
d(opF) =dPu. (9.3)
Интегрируя уравнение (9.3) с учетом соотношения (9.1),
будем иметь _
*0
оР F=Qio2\)F(R)RdR-\-C. (9.4)
R
Постоянную интегрирования С найдем из условия, что на
концевое сечение лопатки (R=R0) действует центробежная сила
бандажной полки Рщг Исходя из этого условия по уравнению
(9.4) находим
оР F = С=Рт
и для напряжений растяжения получаем формулу
«о
°Р ~Q^\m)RdR + Kn. (9.5)
R
Для бандажной полки прямоугольной формы центробежную
силу можно вычислить по следующему соотношению:
Дш=ем2апйЛ1(Яо + 'у-)- (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 ло¬
патки F (R) 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
2«о-«2
Op = Q(0 —
(9.8)
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 пло¬
щадей всех сечений лопатки в одинаковое число раз не приведет
к изменению напряжений растяжения от центробежных сил.
В зависимости от радиуса напряжения растяжения изменяют¬
ся по параболическому закону. Причем в концевом сечении
{R=R0) эти напряжения равны нулю (при отсутствии бандаж¬
ной полки), а в корневом сечении (R—RK) они достигают мак¬
симального значения:
apK=2QU2cp-j^, (9.9)
где ucp=wRcp— окружная скорость рабочего колеса на среднем
радиусе Rcv=—^d=-=^—так называемое втулочное
Z /<0
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 q. Однако при выборе материалов с малой
плотностью необходимо обращать внимание на то, чтобы они об¬
ладали достаточно высокой прочностью. В этом отношении весь¬
ма характерными материалами являются титановые сплавы, ко¬
торые почти в два раза легче сталей, но по прочности практиче¬
ски 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 иср и повышении вследствие этого производительности
лопаточных аппаратов. Отмеченным обстоятельством объясняет¬
ся столь широкое применение в настоящее время титановых
сплавов для изготовления рабочих лопаток осевых компрес¬
соров ГТД.
Сильное влияние на напряженное состояние лопаток оказы¬
вает величина втулочного отношения d. Увеличение d от 0 до 1
(значение d= 1 соответствует полному отсутствию профильной
части лопатки) приводит к резкому уменьшению напряжений
от максимального значения 2дп;:р, соответствующего напряже¬
ниям 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 необ¬
ходимо иметь в виду, что чрезмерное увеличение втулочного от¬
ношения будет приводить к возрастанию внешнего диаметра ло¬
паточного аппарата и диаметра обода диска. Поэтому нужно
принимать оптимальные значения d, рекомендуемые накоплен¬
ным опытом проектирования, которые были приведены в преды¬
дущих разделах учебника для соответствующих рабочих колес
ГТД.
Следует отметить, что широкое применение в настоящее вре¬
мя рабочих лопаток турбин с удлиненными ножками хвостовиков
в значительной степени вызвано стремлением увеличить пара¬
метр 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 ли¬
нейному закону. Если площадь сечения уменьшается от корня
к периферии по линейному закону вида
F(R)=FK - (FK - F0) 4=^-, (9.10)
^0 AK
то в результате интегрирования по формуле (9.7) будем иметь
2
(НО
К(
1 v
Н
х(
'*-Як
, hn
(9.11)
где hn=R0 — Rк — высота пера лопатки.
Как показывают вычисления, наибольшего значения напря¬
жения растяжения достигают в корневом сечении лопатки.
Принимая в формуле (9.11) R = RKу получим
opk=2q«2p-^J-[i --§-(l -77) (l +7fr)]- (9-12)
Из формулы (9.12) видно, что существенного снижения на¬
пряжения можно достичь уменьшением отношения площадей
F
Fq/Fk. В современных рабочих лопатках принимают -Д-=
= 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 напря¬
жений 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 степен¬
ная функция
f(«)=FK-(FK-F„,(^)’. (9.13)
в которой показатель степени q для турбинных лопаток при¬
нимают равным 0,5...0,6 [60], а для компрессорных, используя
указанные величины, во многих случаях считают q= 1, что соот¬
ветствует линейной зависимости (9.10).
При условии (9.13) интегрирование по формуле (9.7) дает
Для корневого сечения лопатки (#=#к) из формулы (9.14)
будем иметь
Орк—2ри
2
ср
1-3
1 + 3
(l+q)(2 + q)
(9.15)
Как следует из формулы (9.15), уменьшение показателя сте¬
пени q от 1 до 0 приводит к значительному снижению напряже¬
ний в корневом сечении лопатки по сравнению с вышерассмот¬
ренным законом линейного изменения площадей. Это является
существенным резервом повышения прочности лопаток, который
используется при проектировании ГТД.
Вычисления по формуле (9.14) показывают, что при доста¬
точно малых величинах q и F0/FK максимум напряжений переме¬
щается от корневого сечения к среднему (рис. 9.2). Это, на
первый взгляд, благоприятное обстоятельство может привести
к нежелательному эффекту, так как при существующих в про¬
точной части газовых турбин радиальных распределениях тем¬
пературы газа (см. п. 9.6) корневые сечения лопаток будут
недогружены. Оптимальным законом изменения площадей ло¬
паток 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 сравне¬
нию с вариантом /r=const.
15*
227
Рис. 9.2. Влияние закона изменения площади сечения лопатки по ее
высоте на величину напряжений растяжения:
/ — F = const; 2 - - 1, FC/FK=0,4; 3 — q = 0,5, FJFK— 0,4; 4 — # = 0,5,
W=°.2-
Площадь сечения лопатки изменяется по произвольному за¬
кону 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:
apl=7^0pl-,f(_2 + e«)2-5r[l7i-!(l?o ~ *■) +
+ 4F_, ( Я о —Ь-L Ап) + F( R0—}, (9.16)
где i=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(рис. 9.3). Напряжения определяются
последовательным расчетом, начиная со второго сечения [в
нулевом сечении для лопатки без полки ap0=0, если имеется
полка, то Оро=Дцп/77о. гДе Лм вычисляется по формуле (9.6)].
Расчет целесообразно вести при п=8, что позволит определить
напряжения в пяти характерных сечениях лопатки. Этого коли¬
чества точек достаточно для построения распределения напря¬
жений 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 пери¬
ферийном сечениях. Площадь каждого из отмеченных трех сече¬
ний можно определить либо планиметрированием профилей, либо
.по приближенной формуле F=0,7bCmax (где b — хорда профиля;
Стах — его максимальная толщина). Следует отметить, что ра¬
счет напряжений по изложенному алгоритму проще, чем по
формуле (9.14).
228
Максимальные значения напряжений растяжения центро¬
бежными 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 противопо¬
ложные стороны, в результате чего будет обеспечиваться полная
или частичная разгрузка лопаток от напряжений изгиба. Для
того чтобы, в частности, правильно выполнить эти конструктив¬
ные мероприятия, необходимо отдельно провести анализ напря¬
жений 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 попе¬
речных сечений лопатки.
Рассмотрим лопатку в виде стержня несимметричного сечения
с произвольным изменением площади сечения по длине. Ло¬
патку считаем жестко защемленной в диске, относительно кото¬
рого происходит ее изгиб. (Особенности изгиба лопаток с шар¬
нирным 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 движе¬
ния 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 (о) и окружной (б) плоскостях
Векторы изгибающих моментов, действующих соответственно
в осевой плоскости (М1у) и плоскости вращения (УИГХ), будем
направлять вдоль осей у их 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 ло¬
патки на изгиб сводится к задаче косого изгиба балки несим¬
метричного сечения.
В качестве расчетного режима для изгиба лопаток газовыми
силами принимается режим максимального расхода воздуха че¬
рез 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=QiCi0dF=QlCi02nrdr, (9.17)
где р, — плотность газа на входе в рабочее колесо; С)с —
230
осевая составляющая абсолютной скорости газа на входе в ко¬
лесо; dF — площадь элементарного кольца проточной части.
Движение этого количества воздуха будет вызывать силу, дей¬
ствующую на рабочую лопатку как в осевой, так и в окружной
плоскости. Интенсивность динамической силы, действующей на
единицу длины элемента dr в плоскости вращения, равна изме¬
нению секундного количества движения воздуха в окружном
направлении, протекающего через площадь dF/г:
^=Т^г(с'"-с^)=—Le,Clfl(Clu-C2u), (9.18)
где z — число лопаток рабочего колеса; С,ц, С2ц — 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
— C2o) + -^{pi--p2)] =
=-^[е,С1о(С|а-С2а) + (р1-тр2)], (9.19)
где С2и — осевая составляющая абсолютной скорости газа на
выходе из рабочего колеса, ри 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. Следователь¬
но расчетная схема для лопаток компрессора будет отличаться
от схемы, приведенной на рис. 9.4, противоположными направ¬
лениями 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 по¬
стоянства циркуляции r = const. Указанный закон профилиро¬
вания определяется соотношениями C,/=const=&; C0=const,
с помощью которых из формулы (9.18) получаем
^=^е,с,„0,-&2). (9.20)
В полученной формуле только величина зависит от радиу¬
са, но эта зависимость несущественна (в особенности для корот¬
ких лопаток). Поэтому интенсивность ру во многих случаях
231
можно считать постоянной и определять по параметрам потока
на среднем радиусе t помощью соотношения
РУср=^(С|ц-С2ц)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.
Cla~ С2а- Для компрессорных лопаток это утверждение можно
считать безусловным. В рабочих колесах турбин разность (С,0 —
— С2а) отрицательна и практически не оказывает влияния на
величину рх. Поэтому первым слагаемым в соотношении
(9.19) можно пренебречь, используя приближенную формулу
РД0=^ЧР,-Р2)- (9-22)
Как показывает анализ термодинамических соотношений, пе¬
репад давления на рабочем колесе можно считать пропорцио¬
нальным расходу воздуха через двигатель. Следовательно, ве¬
личины рх и ру будут достигать наибольших значений при
максимальном расходе воздуха. Это оправдывает выбор расчет¬
ного режима с максимальным расходом воздуха для анализа
изгиба лопаток газовыми силами.
Уравнения изгибающих моментов в осевой и окружной пло¬
скостях.
На элемент лопатки dr (см. рис. 9.4) в осевой и окружной
плоскостях действуют сосредоточенные газовые силы px{r) dr и
Ру(г) dr. Эти силы образуют в расчетном сечении, расположен¬
ном на некотором радиусе R, элементарные изгибающие моменты
dMry=px(r)dr(r—R) и dMrx~py{r)dr(r—R). Полные изгибаю¬
щие моменты в отмеченном сечении можно найти интегрирова¬
нием по формулам
«о «о
Mry=\p>ir)(r — R)dr; Mrx=^p^r)(r — R)dr. (9.23)
Н R
Для компрессорных лопаток в соответствии с принятым пра¬
вилом знаков для векторов изгибающих моментов перед интегра¬
лами 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 интег¬
рирования.
Как показывают вычисления, зависимости интенсивностей га¬
зовой нагрузки от радиуса во многих случаях близки к ли-
232
нейным. Поэтому примем для функции рх{г) линейную аппрокси¬
мацию вида
pAr)=pM-Ef^L{Ro-r), (9.24)
"О Кк
где рх0 и рхК— значения интенсивностей газовой нагрузки в
концевом и корневом сечениях лопатки соответственно (обычно
РхО>Р*к) ■
Выполняя интегрирование по первой из формул (9.23) с уче¬
том соотношения (9.24), получим
МГ1/^°~К) lPx0—L^Ll^(R0-R)). (9.25)
В корневом сечении (R=RK) изгибающий момент равен
Mrj/K=—£ р*о з~(р*о — P*k)J- (9.26)
Из формулы (9.26) следует, что для рассматриваемого случая
изгибающий момент в корневом сечении образован силой, при¬
ложенной в среднем сечении (на плече hj2), величина которой
равна произведению высоты лопатки h„ на интенсивность нагруз¬
ки, соответствующую расстоянию 2/3 h„ от корня. Следователь¬
но, если при расчетах принимать интенсивность нагрузки посто¬
янную вдоль радиуса и равную интенсивности на среднем радиу¬
се, то это приведет к занижению изгибающего момента в корне¬
вом сечении (так как при рх0>рхК интенсивность нагрузки в
среднем сечении меньше, чем в сечении 2/3 Лп).
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
Ж 4 (Ко К)2 ,П П7\
Мгх Руср 2 ■ (9.27)
Максимального значения изгибающий момент Мгх достигает
в корневом сечении. Подставляя для него в формулу (9.27)
R — RK получим
МтхК = Руср^- (9-28)
Определение геометрических характеристик сечения лопатки.
Оценка напряженного состояния при изгибе производится на ос¬
нове анализа нейтрального слоя [33]. Из сопротивления мате¬
риалов известно, что нейтральная линия сечения балки несим¬
метричного 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 мо¬
менты инерции сечения.
В системе координат х, у (рис. 9.5, слева) осевые J х, Jу и
центробежный Jху моменты инерции сечения лопатки можно
определить по следующим общим соотношениям [33]:
Jx=^x2dF.-, Jy=\iy2dF; Jxy—^xydF. (9.29)
F F F
Координаты центра тяжести сечения выражаются зависимо¬
стями:
хUT=-^xdf; ym=-jtydF. (9.30)
F F
Интегралы в формулах (9.29), (9.30) можно найти числен¬
ными методами, например методом прямоугольников, согласно
которому сечение лопатки необходимо разбить на достаточно ма¬
лые площадки AFj, определить координаты этих площадок х„ yh
а затем просуммировать соответствующие подинтегральные вы¬
ражения по всей площади сечения.
Рис. 9.5. Схемы определения геометрических характе¬
ристик сечения лопатки:
/ — груз; 2 — нить; 3 — центр тяжести; 4 — линии отвеса;
5 точки подвески
По известным моментам инерции Jх, Jy, Jxy, величина угла
ф, на который нужно повернуть оси х, у, чтобы найти положение
главных центральных осей инерции т], определяется по фор¬
муле
^2Ф=Т~Г' (9-31)
J У J х
Главные моменты инерции сечения лопатки можно вычислить
ПО следующим соотношениям:
V (^V^)2+4; (9-32)
234
V+ (9.33)
Как известно, центробежный момент инерции сечения относи¬
тельно главных центральных сЛ:ей инерции равен нулю.
Обычно вместо вышеприведенных точных соотношений для
определения положения главных центральных осей инерции сече¬
ния лопатки и величин J,,, Д применяют различные приближен¬
ные способы. В частности, широко, распространен [60] способ
определения положения главных центральных осей инерции, со¬
гласно которому ось | проводят через центр тяжести сечения па¬
раллельно 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 прибли¬
женные формулы:
а) для профиля лопатки турбины:
Д=0,038(>3Стах; Д=0,04ЦСтах(С2тах + /2); (9.34)
б) для компрессорного профиля:
Д=0,0377(>3Стах; Д=(>Сп,ах(0,04С2та. + 0,03/2), (9.35)
где Ь — хорда профиля (см. рис. 9.5, слева); Стах— максималь¬
ная его толщина; f — максимальный прогиб средней линии про¬
филя.
Центр тяжести сечения лопатки можно найти методом под¬
вески макета профиля, вырезанного из плотной бумаги или тон¬
кого картона. Макет шарнирно подвешивают в двух (или для
контроля в трех) точках (см. рис. 9.5, справа) с помощью тон¬
кой иглы. При каждом подвешивании на макете прочерчивают
вертикальные линии, для чего используют отвес на тонкой нити
или проволоке. Центр тяжести сечения находится в точке пере¬
сечения линий отвеса.
Проектирование векторов изгибающих моментов на главные
центральные оси инерции сечения лопатки. Уравнения напряжен¬
ного состояния при косом изгибе составлены для случая, когда
изгибающие моменты действуют в плоскостях, перпендикуляр¬
ных нейтральным линиям сечения. Поэтому изгибающие моменты
Мгу и Мгх необходимо спроектировать на главные центральные
оси инерции сечения лопатки, которые будут нейтральными ли¬
ниями сечения.
Для проекций моментов на осях г] и | примем такое же
правило знаков, как и для вектора силы, т. е. будем считать
проекции векторов моментов положительными, если они совпа¬
дают с направлением осей.
235
Составляющие суммарного вектора изгибающего момента от¬
носительно главных центральных осей инерции сечения лопатки
найдем из следующих соотношений:
а) для турбины (рис. 9.6, а):#
Л4Г11=yWrjrcos<f—A4rj/sirup; /Vi=Л1 rJrsiгнрMr „coscp; (9.36)
б) для компрессора (рис. 9.6, б):
Мщ—— (УИ„соБф — /W^simp); МгЕ= — (yWr^sincp+M^cosip).
(9.37)
Рис. 9.6. Схема проектирования векторов изгибающих моментов
на главные центральные оси инерции сечений лопаток турбины (о)
и компрессора (б)
Из формул (9.36), (9.37) легко можно получить очевидное
равенство М2щ-\- М2г1=М^ +М2Х, которое показывает, что в
обеих системах кординат модули суммарного вектора изгибаю¬
щего 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
м.
L£-
ЛС,
-Т]
(9.38)
Первые слагаемые в формуле (9.38) означают напряжения
в заданной точке сечения, вызванные изгибающим моментом Мпу
Вторые слагаемые — напряжения изгиба от момента Мг1.
Величины моментов МГГ1, Мгг и координат |, i] в формуле
(9.38) необходимо подставлять со своими знаками.
«Минус» перед вторым слагаемым в формуле (9.38) постав¬
лен для того, чтобы удовлетворить общепринятому правилу зна¬
ков для напряжений, согласно которому напряжение растяжения
имеет знак «плюс», а напряжение сжатия —«минус». Благодаря
этому и принятым направлениям осей | и ц 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
ourA=~rL^A /Ч/ь (9.39)
Для лопатки турбины обе составляющие момента Мг1 поло¬
жительны (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 Мг1 в точке А было
положительным, перед этим моментом в формуле (9.39) постав¬
лен знак «минус», компенсирующий отрицательное значение ко¬
ординаты Т]Л.
Для компрессорной лопатки момент Мг1 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 слага¬
емом формулы (9.39) знаком «минус».
Аналогично можно рассмотреть характер действия момента
МГГ). (Следует отметить, что влияние момета Mrrj на напряжения
изгиба несущественно и в некоторых случаях им можно пре¬
небречь) .
Уравнение нейтральной линии сечения лопатки получим, при¬
равнивая нулю напряжения изгиба, определяемые по форму¬
ле (9.38):
ЛС.
АС
_Т1
= 0.
(9.40)
Это уравнение прямой линии, угол наклона которой к оси £
можно найти из соотношения
tga
ч
6
мг1-
(9.41)
Момент инерции значительно превышает величину момента
инерции /g (для компрессорных профилей отношение /g/Д со¬
ставляет 0,01...0,05, а для турбинных — 0,05...0,15). Изгибающие
моменты МГ1| и Мф 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 точ¬
ках 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 возни¬
кают в корневом сечении.
Максимальные напряжения изгиба газовыми силами в лопат¬
ках 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 центробежны¬
ми силами происходит в том случае, когда линия центров тяже¬
сти 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 dPn
наряду с растяжением будет испытывать изгиб относительно кор¬
невого сечения, если она жестко защемлена в диске. Величины
смещений центров тяжести поперечных сечений лопатки относи¬
тельно радиальной оси г в осевой (хг) и окружной (уг) плоско¬
стях называют выносами центров тяжести.
Рис. 9.7. Расчетная схема изгиба рабочей лопатки турбины центро¬
бежными силами в осевой (о) и окружной (б) плоскостях
238
Выносы центров тяжести обычно выполняют преднамеренно с
целью разгрузки лопаток от напряжений изгиба газовыми сила¬
ми. Они могут быть также следствием неточностей изготовления
лопаток и их креплений или больших прогибов под действием га¬
зовых сил. Однако в данном случае прогибы лопаток будем счи¬
тать весьма малыми величинами по сравнению с выносами цент¬
ров тяжести сечений. Это предположение можно считать вполне
приемлемым для коротких компрессорных лопаток и, в особен¬
ности, для достаточно жестких лопаток турбин.
Расчетная схема лопатки для рассматриваемого вида нагру¬
жения приведена на рис. 9.7, где использованы те же обозначе¬
ния, что и на рис. 9.4. Пунктирными линиями вдоль лопатки на
рис. 9.7 показаны проекции линии центров тяжести ее попе¬
речных 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 ви¬
де защемленного в диске стержня, на который действует распре¬
деленная нагрузка, вызывающая его изгиб относительно диска.
Отличие состоит лишь в том, что распределенная нагрузка на¬
правлена не перпендикулярно к оси лопатки, а вдоль радиальной
плоскости и приложена по линии центров тяжести поперечных
сечений, произвольно расположенной относительно радиуса, про¬
ходящего через корневое сечение лопатки.
Уравнения изгибающих моментов. Расположенный на неко¬
тором произвольном радиусе г элемент лопатки бесконечно ма¬
лой длины dr испытывает действие центробежной силы dPu,
величина которой определяется по соотношению (9.l):dPu=
= Qw2F(r) rdr. В осевой плоскости (см. рис. 9.7, а) эта сила
относительно центра тяжести расчетного сечения, расположенно¬
го на некотором радиусе R, будет создавать элементарный
изгибающий момент, равный dMny = dPii(xr— xR), где хп xR —
соответственно выносы центров тяжести элемента dr и расчет¬
ного сечения. Полный изгибающий момент в расчетном сечении
найдем интегрированием элементарных моментов:
«о
Mny=Q<»2\F(r)r(xr — xR)dr. (9.42)
R
Если лопатка имеет бандажную полку, центробежную силу
которой можно вычислить по соотношению (9.6), то к моменту
Мщ необходимо добавить при расчете изгибающий момент от
полки, равный Мту—Pai(x0—-xR), где х„— вынос центра тяжести
концевого сечения.
В окружном направлении (см. рис. 9.7, б) центробежная
сила dPu 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 се¬
чении необходимо силу dPu разложить на составляющие dRnr=
= dPacosa и dPnv=dPusina. В связи с тем, что угол а имеет
весьма малую величину, можно с высокой точностью принимать
cosa^l, s\nazzyr/r. Тогда элементарный изгибающий момент в
окружной плоскости относительно центра тяжести расчетного
сечения будет равен:
dMnx= №Рш(Уг — У/<) ~dPlLy{r — R)]=dPu(yr-y—yR') =
= Q^F(r)r^y~r~y^dr.
Полный изгибающий момент найдем интегрированием:
«о
Mvx=Qv^F(r)r(yr^—y^dr. (9.43)
R
Для лопатки с бандажной полкой к величине Мих необходимо
добавить изгибающий момент от полки Мцшс =Рю(Уо' R/Ro — Уя)’
формула для которого получена в предположении, что тол¬
щина полки пренебрежимо мала по сравнению с наружным
диаметром рабочего колеса (у0 — вынос центра тяжести конце¬
вого сечения).
При произвольных законах изменения по высоте лопатки пло¬
щадей поперечных сечений F(r) и выносов центров тяжести
хг, уг интегрирование в формулах (9.42) и (9.43) можно выпол¬
нить с помощью какого-либо из численных методов [13].
Если для выносов центров тяжести принять линейные законы
изменения по высоте лопатки вида
Х''=='^г=Г^Х°; Уг= Яс -ЯкУо’ ^9‘44^
а площади поперечных сечений считать зависящими от радиуса
,в соответствий со степенной функцией (9.13):
Е(г)=Ек+(Е0~Ек)(^-£^-у, (9.45)
то интегрирование по формулам (9.42) и (9.43) приводит к
следующим соотношениям:
{ 1 2 R -1- R
Mlll/=Q(>)2x0RKF K^n|-g —(1 —R) +
(■-£)
[^0-
ж+) ,М2 £)(| ■
(9.46)
240
'-у;: [yy+l-
(9.47)
где R=(R-RK)/(R0-RK).
Для корневого сечения лопатки (R = RK,~R = 0) из формул
(9.46) и (9.47) получим:
Л4вдк= 6“ x0RKFKh„ Ь 1) (1 тгг)
Ма
' 1 |
1
/+Д
.9 + 2 1
9+3
(9.48)
До
к 1 1
) <7 + 2 ]
(9.49)
Порядок расчета напряжений изгиба от центробежных сил:
1) по известной геометрии профильной части лопатки нахо¬
дим 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) вычис¬
ляем изгибающие моменты в расчетных сечениях лопатки, дей¬
ствующие в осевой и окружной плоскостях;
3) по соотношениям (9.36), (9.37) определяем проекции из¬
гибающих моментов на главные центральные оси сечений (Мщ,
Мас), для чего в указанные соотношения подставляем величины
моментов Л1их, Миу со своими знаками, которые зависят от
направления выносов центров тяжести сечений и обычно проти¬
воположны знакам моментов от газовых сил Мгх, Мгу;
4) для расчетных точек А, В и С каждого сечения лопатки
по формуле (9.38) вычисляем напряжения изгиба от центробеж¬
ных сил о„ц, для чего в эту формулу подставляем величины
моментов Мщ и МцЕ со своими знаками, а также учитываем
знаки координат £ иц;
5) в каждой расчетной точке определяем напряжения изгиба
как алгебраическую сумму напряжений от газовых и центробеж¬
ных сил: ои = оиг + оип.
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 момен¬
там газовых сил, и каждое сечение лопатки будет нагружено
разностью моментов:
Мих=Мгх-Мш, Muy=Mry Миу. (9.50)
16 Зак. 4527
241
Степень разгрузки лопатки от изгиба газовыми силами харак¬
теризуется коэффициентами компенсации:
ух=Мих/Мгх; уу=Мцу/Мгу , (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 вы¬
носов центров тяжести можно обеспечить полную компенсацию
изгибающих моментов (ух=уу=1) для всех сечений лопатки.
Однако выполнение такой лопатки будет связано с большими
технологическими трудностями из-за сложности законов изме¬
нения выносов центров тяжести сечений по ее высоте. Поэтому
на практике обычно применяют наиболее простой закон линей¬
ного изменения выносов (9.44), для реализации которого лопат¬
ку выполняют с прямолинейной осью (без выносов) и устанавли¬
вают ее в диске под определенными углами к радиальной оси от¬
носительно осевой и окружной плоскости. В этом случае разгруз¬
ка лопатки по высоте будет неодинаковой, в связи с чем потреб¬
ные 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 нагружен¬
ного.
Если для корневого сечения известны величины коэффициен¬
тов компенсации у^к, ууК, то по формулам (9.51) с использова-
242
нием соотношений (9.48), (9.49) и (9.26), (9.28) находим:
х0=
п[ Рх 0
2gw
Уо--
УхкКРу,
2qu32,
Г1 (
1 F°\ 1 1
L 2 {
fv..)q + 2\
(9.52)
(9.53)
Значения коэффициентов компенсации ухК и ууК выбирают с
учетом изменения изгибающих моментов в зависимости от усло¬
вий полета. Так, например, если корневое сечение лопатки полно¬
стью разгружено от изгиба на стендовом режиме (#=О, V=0),
то при неизменной частоте вращения ротора (Mu=const) на
режиме максимального расхода воздуха (полет у земли с мак¬
симальной скоростью) будут возрастать изгибающие моменты
от газовых сил и это приведет к уменьшению коэффициентов ком¬
пенсации. При полете в высотных условиях вследствие сущест¬
венного уменьшения газовой нагрузки лопатка будет перегруже¬
на 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, возни¬
кающие под действием газовой, нагрузки, весьма малы по сравне¬
нию 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 восстанавли¬
вающего момента от центробежных сил Ма (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 тя¬
жести сечений для таких лопаток.
Весьма эффективным способом разгрузки лопаток от напря¬
жений 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 вос¬
станавливающий момент от центробежных сил, который практи¬
чески 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 центро¬
бежных 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 кон¬
структивных типов неподвижных лопаточных аппаратов.
Лопаточные аппараты консольного типа. К этому типу отно¬
сятся аппараты, в которых лопатки жестко закреплены наруж¬
ными концами к корпусу, а внутренние концы либо свободны
(консольные направляющие аппараты компрессоров), либо име¬
ют возможность совершать свободные перемещения и повороты
относительно внутренних уплотнительных колец (сопловые аппа¬
раты 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 вы¬
полняют по методике, изложенной в п. 9.3.1.
244
Двухопорные лопаточные аппараты. В таких аппаратах ло¬
патки могут иметь шарнирные либо жесткие опоры. Опоры пер¬
вого типа применяют в сопловых аппаратах первых ступеней
турбин, в которых оба конца лопаток имеют возможность свобод¬
ных радиальных перемещений и поворотов относительно наруж¬
ного и внутреннего корпусов (или бандажей).
При расчете сопловых лопаток с шарнирными опорами ис¬
пользуют расчетную схему статически определимой двухопорной
балки, нагруженной в двух плоскостях распределенными газо¬
выми силами (рис. 9.10, а, где для примера показано нагруже¬
ние лопаток только в окружной плоскости). В лопатках данного
типа максимальные изгибающие моменты возникают в сечениях,
близких к среднему, для которого обычно выполняют расчет на¬
пряжений 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 ка¬
честве силовых элементов корпусов опор, включая их в систему
силового корпуса двигателя. Лопатки таких аппарйтЬв жестко
крепят к наружному и внутреннему силовым кольцам, т. е. при¬
меняют 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 характер¬
на для направляющих аппаратов промежуточных ступеней осе¬
вых компрессоров, в которых направляющие лопатки жестко
закреплены в наружном и внутреннем бандажах (силовых коль¬
цах), а наружный бандаж соединен с корпусом равномерно
распределенными по окружности крепежными элементами. В ка¬
честве расчетной схемы для такого аппарата рассматривают осе¬
симметричную статически неопределимую раму (см. рис. 9.10, б),
закрепленную по внешнему кольцу на неподвижных опорах и на¬
груженную распределенными газовыми усилиями, приложенными
к лопаткам в осевой и окружной плоскостях (на рис. 9.10, б для
примера показано нагружение аппарата только в окружной плос¬
кости) . Расчет изгибающих моментов в указанной раме необхо¬
димо 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 направ¬
лении меньше в 4..5 раз. Следовательно, применение направляю¬
щих 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 сопло¬
вых лопаток турбин и направляющих лопаток последних ступе¬
ней высоконапорных компрессоров оказывают термические на¬
пряжения, возникающие вследствие неравномерности распреде¬
ления температуры по сечениям лопаток и стеснения температур¬
ных деформаций в местах их крепления. Термические напряже¬
ния достигают значительных величин на нестационарных режи¬
мах работы двигателя, особенно на режимах запуска и остано¬
ва. Вызывая накопление пластических деформаций в процессе
циклического воздействия температуры, они приводят к появле¬
нию трещин термической усталости, что является массовым де¬
фектом сопловых лопаток турбин.
246
9.5. ТЕМПЕРАТУРНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
В ЛОПАТКАХ ГАЗОВЫХ ТУРБИН
Согласно стержневой теории термоупругости, основанной на
гипотезе плоских сечений, термические напряжения, обуслов¬
ленные неравномерным распределением температуры по сечению
лопатки (рис. 9.11, а) и действующие вдоль ее радиальной
оси, определяют по следующей формуле [65]:
^£татЩ.т))^Д
ат — Ет
f 1
F ,
1
т
\r.ffdF
F
F
аЛЫ ,
^ErfdF
(9.54)
где 7’(£,т)) —температура произвольной точки сечения лопат¬
ки; £,т) — координаты точек сечения относительно приведенных
[65] главных центральных осей инерции; Ет, ат — модуль упру¬
гости 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 Ет и ат от температуры обычно полу¬
чают путем аналитического описания экспериментальных данных
линейными или квадратичными функциями. Например, для одно¬
го из широко применяемых турболопаточных сплавов ЖС6КП
эти зависимости имеют вид
Ет= 1,2 • 105 + 2300V950 — Т\ ат=0,94- 10"5+1,3- 10-87\ (9.55)
В приведенных соотношениях, так же, как и в формуле
(9.54), температуру нужно подставить в °С. При этом модуль
упругости Ет и напряжения ат будут иметь размерность [МПа].
247
Интегралы в формуле (9.54) можно найти численными мето¬
дами, например методом прямоугольников, согласно которому
сечение лопатки необходимо разбить на большое число (50...60
и более) прямоугольных площадок Д£,, определить для них
величины £т„ ат„ Т„ тр, а затем просуммировать соответствую¬
щие подинтегральные выражения по всей площади сечения.
На рис. 9.11, б в качестве примера приведено поле термиче¬
ских 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 сред¬
няя часть испытывает растяжение. Такой характер распределе¬
ния термических напряжений можно объяснить следующим обра¬
зом. Более нагретые слои лопатки в зонах входной и выходной
кромок за счет температурных деформаций стремятся увеличить
свою длину (в направлении, перпендикулярном сечению) в боль¬
шей степени, чем менее нагретые слои средней части профиля.
Вследствие этого средняя часть профиля будет сдерживать тем¬
пературное удлинение более нагретых кромок, вызывая их сжа¬
тие и испытывая от них растяжение.
На нестационарных режимах малой продолжительности и вы¬
сокой интенсивности теплового воздействия (например, на режи¬
мах запуска и останова двигателя при низких температурах ат¬
мосферного воздуха) в отдельных зонах сечения лопатки вслед¬
ствие больших градиентов температур и существенных термо¬
напряжений возникают пластические деформации материала, ко¬
торые приводят к перераспределению напряжений по сечению.
В этих случаях расчет термических напряжений необходимо
выполнять в упругопластической области деформирования.
Для расчета напряжений в упругопластической области де¬
формирования 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. Пер¬
вым приближением являются значения напряжений а, в точках
сечения лопатки, вычисленные в предположении упругого де¬
формирования материала. Эти напряжения для некоторых участ¬
ков профиля могут превышать предел пропорциональности
о„п. Для каждого такого участка по диаграмме деформирования
определяют значения модуля пластичности £/п= (аи/о,) Д, 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 а-. Затем снова вычисляют
модули пластичности £"=(а'й/о,') • £'п и так до тех пор, пока
с заданной точностью не совпадут величины напряжений of и of.
248
Для расчета упругопластических термонапряжений в лопат¬
ках по методу переменных параметров упругости необходимо
иметь экспериментальные диаграммы деформирования материа¬
ла, полученные при различных постоянных температурах. Ис¬
пользование 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 c=f(eT).
Указанная функция может быть представлена в виде [29]
о = Дте[1—ш(е,7’)], (9.56)
где Ет — температурная зависимость модуля упругости типа
(9.55); ш(е, Т) — безразмерная функция деформации (функция
Ильюшина). Для упругого участка диаграммы деформирования
w — 0, а для упругопластического — ш>0.
Схема определения функции Ильюшина приведена на рис.
9.12, б. В соответствии с обозначениями этого рисунка для
некоторой деформации е величина ш(е) равна w=ММ'!М'М" =
— (Ее —о) /Ее.
Рис. 9.12. Схема расчета упругопластических напряжений по
методу переменных параметров упругости (о) и схема определе¬
ния функции Ильюшина (б)
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(e— епц) укладываются
с небольшим разбросом на одну кривую (см. рис. 9.13, б, где
штриховкой показана полоса разброса), уравнение которой име¬
ет вид:
w=0,7645(1 — ехр [— 159 (е — епц) ]}. (9.57)
249
Используя зависимости от температуры для модуля упругости
Ет (9.55) и предела пропорциональности апц=£тепц==(681.,57’—
-7,098- 105) / (7’—1093), получим равенство:
„ _яп. 681,57— 7,098- 105 ,й,
£пц г . 1 ^У.Оо|
(1,2 • 105 + 2300V950- Т) (Т— 1093)
которое совместно с уравнением (9.57) и соотношением для Ёт
(9.55) полностью определяет функцию (9.56). Эту функцию удоб¬
но использовать при расчете упругопластических термонапряже¬
ний в лопатках на ЭВМ.
Рис. 9.13. Диаграммы растяжения сплава ЖС6КП (о) и зависи¬
мость 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 значе¬
ниям) 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 до¬
стигают 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 кри¬
терия напряженного состояния для них можно принимать алгеб¬
раическую сумму всех действующих напряжений:
Gj = Gp-|-0,,r-l~Cluu-l~Crr- (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 деформи¬
рования с помощью вышеизложенного метода переменных пара¬
метров 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 рабо¬
чих лопаток используют пределы длительной прочности материа¬
лов на растяжение о], 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 стт при температуре Т).
Наиболее интенсивное исчерпание длительной прочности ис¬
пытывают 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 пра¬
вило, превышает среднемассовую.
Благодаря такому профилю температуры потока, лопатки
будут испытывать максимальный нагрев также в центральной
зоне. Однако вследствие отвода тепла с профильной части ло¬
паток в хвостовики и обод диска, которые обычно интенсивно
охлаждают воздухом, температура у корня лопаток Тлк сущест¬
венно ниже средней температуры Тср (разность между ними
Дтк=^сР—Т.чк составляет 100...200 °С). При отмеченных обстоя¬
тельствах распределение температуры лопатки по ее высоте h
целесообразно описывать уравнением
7’, = 7’cp-ATK[3^j2-4^j + l], (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-в)[г;—^)] + в7гои7'к, (9.61)
251
где Г*— среднемассовая температура газа перед ступенью тур¬
бины; L„— удельная работа расширения газа в ступени; UCf—
окружная скорость рабочего колеса на среднем радиусе; Т охл—
= 0,8...0,9— коэффициент, учитывающий разность между темпе¬
ратурами воздуха за компрессором Т*к и в месте его отбора для.
охлаждения лопаток;-0= (Т^-Т^) /(T*w — Т*охл)— относительная
глубина охлаждения; T'w— полная температура газа перед рабо¬
чими лопатками; Тохл— температура охлаждающего воздуха.
Для неохлаждаемых лопаток турбины, используемых при
7’ = 1150... 1250 К, можно принимать 0=0. В лопатках с внут¬
ренним конвективным охлаждением, имеющих радиальные ка¬
налы (Гг= 1350...1450 К),— 0=0,2...0,25. Для лопаток конвек¬
тивного охлаждения с дефлекторами (Г'= 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 коэффицеитов запаса прочности лопаток. Коэф¬
фициент запаса длительной прочности определяют по формуле
К1=о*/о* (9.62).
Для лопаток, имеющих низкие температуры, при которых
процессы ползучести еще не проявляются (до 200...400°С в за¬
висимости от материала), вместо пределов длительной прочности
01 в формуле (9.62) следует использовать пределы кратковре¬
менной прочности Оц, соответствующие заданным температурам.
Суммарные напряжения oz, действующие в некоторых харак¬
терных точках (например, на входной кромке), обычно плавно
уменьшаются вдоль лопатки, имея максимум в ее корневом сече¬
нии (см. рис. 9.14, б). Пределы длительной прочности материа¬
лов существенно зависят от температуры, однозначно умень¬
шаясь при ее увеличении (рис. 9.15). Поэтому минимум предель¬
ных 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 ol и действующих напряжений минимум
их отношения, т. е. минимум коэффициента запаса прочности
(9.62), будет расположен между сечениями, в которых напряже¬
ния а[ и os 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 hn от корня. Сечение с минимальным
коэффициентом запаса прочности часто называют опасным сече¬
нием, так как оно, имея минимальную длительную прочность,
обладает наибольшей возможностью разрушения при эксплуа¬
тации двигателя.
Рис. 9.14. Изменение по высоте рабочей лопатки турбины
температуры (о), напряжений (б) и коэффициента запаса
длительной прочности (в)
При многократном использовании двигателей для выполне¬
ния полетов лопатки турбокомпрессоров испытывают повторное
воздействие нагрузок, которое приводит к снижению длительной
прочности материалов вследствие их охрупчивания. В этих усло¬
виях оценку коэффициента запаса прочности лопаток следует
выполнять по формуле [37]:
*«=—**, (9-63)
и£
где Кг — коэффициент, учитывающий снижение пределов дли¬
тельной прочности за счет повторности нагружения. В расчетах
можно принимать /(2=0,8...0,9 (меньшие из этих значений соот¬
ветствуют менее пластичным материалам и более высоким тем¬
пературам лопаток по сравнению с рабочими температурами
материалов).
В процессе выполнения полета двигатель используют на раз¬
личных режимах (рис. 9.16, а), которые отличаются как по уров¬
ням 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];
I
где п — число режимов в полетном цикле (обычно учитывают
только взлетный, номинальный и максимальный крейсерский ре-
253
жимы); Kl — частные коэффициенты запаса прочности на режи¬
мах полетного цикла, которые вычисляют по соответствующим
для этих режимов температурам и напряжениям; т — показа¬
тель степенного уравнения кривой длительной прочности мате¬
риала, соответствующей температуре максимального режима (в
расчетах можно принимать т=6...8).
прочности турболопаточных материалов от тем¬
пературы:
~ °шо(7'); ~ °iooti(^)
Формула (9.64) получена на основе линейного суммирования
повреждений материала лопаток от отдельных режимов полет¬
ного цикла.
Лопатки можно считать работоспособными в пределах про¬
веряемого ресурса, если минимальный коэффициент запаса их
длительной прочности равен 1,3...1,5.
Кроме запаса длительной прочности по напряжениям (кото¬
рый называют местным запасом прочности) для лопаток высоко¬
температурных турбин определяют также запасы по несущей
способности, долговечности и температуре.
Коэффициент запаса по несущей способности представляет
собой отношение Кь = Ср/С, где C=ofF—центробежная сила,
действующая в расчетном сечении лопатки на расчетном режиме;
F — площадь сечения; Cv=^oldF — усилие, вызывающее разру-
F
шение материала за время т при заданной температуре точки се¬
чения Т (интеграл в этой формуле обычно находят численными
методами). Минимальный запас по несущей способности охлаж¬
даемых рабочих лопаток турбины составляет 1,5...2,2.
254
Запас по долговечности определяют как отношение времени
до разрушения материала при напряжениях и температуре экви¬
валентного режима (заменяющего совокупное действие всех ос¬
новных эксплуатационных режимов нагружения лопатки) к при¬
веденной наработке на этом режиме за проверяемый ресурс
двигателя. Величина данного отношения должна быть не ме¬
нее 5...6.
Рис. 9.16. Изменение температуры рабочей лопатки турбины и
суммарных напряжений в полетном цикле (о); изменение темпера¬
туры и напряжений на нестационарных режимах полетного цик¬
ла (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°С.
Оценка ресурса двигателя по критерию длительной прочности
лопаток турбины. Преобладающее влияние на исчерпание дли¬
тельной 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 вертоле¬
тов ГА). Если коэффициент запаса прочности лопаток был вы¬
числен по пределам длительной прочности материала, соответ¬
ствующим времени до разрушения т, то ресурс двигателя можно
приближенно (без учета влияния всех режимов, кроме взлетно¬
го) оценить по формуле:
тр=т/свзл, (9.65)
где с— относительная наработка двигателя на взлетном
режиме за ресурс (можно принимать свз.ч=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 преде¬
лам длительной прочности а[00 (на базе т=100 ч) и находится в
допустимом диапазоне 1,3...1,5, а относительная наработка дви¬
гателя 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 прочно¬
сти турболопаточных материалов на базе 1000 ч (о[0оо) 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 тем¬
пературы и суммарных напряжений, достигающих на нестацио¬
нарных режимах полетного цикла существенных величин (см.
рис. 9.16, а), приводит к знакопеременному пластическому де¬
формированию материала лопатки. Такое деформирование в про¬
цессе многократного (циклического) воздействия указанных фак¬
торов вызывает охрупчивание и разрыхление материала, вслед¬
ствие чего на поверхности лопатки после определенного числа
полетных циклов могут возникнуть трещины термической уста¬
лости.
Число циклов до появления трещин зависит от интенсивности
термоциклического ^агружения лопатки на нестационарных ре¬
жимах, которую можно охарактеризовать величиной размаха
температур АТ—Ттях—Ттт (см. рис. 9.16, б), средней темпера¬
турой упрощенного полетного цикла Тср= (Тт2х-\-ТтЫ) /2, а так¬
же размахом напряжений Ao2=ajmax — oL™ (считая приближен¬
но, что среднее напряжение цикла равно нулю).
Для отмеченного характера термосилового воздействия число
циклов N до появления в материале лопатки трещины термиче¬
ской усталости можно вычислить по уравнению:
IgN=aIT-j-a2TAoi:, (9.66)
где а1Т, а2Т—параметры, зависящие от величин АТ и Тср. На¬
пример, для сплава ЖС6К эти параметры являются следующими
функциями:
п„ = 14,25 — 2,5- 10~3А7'— 1,23- 10"27'cp + 4,5- 10-67lp;
a2T=— 0,01064+ 1,024- l0~sTPf> — 2,8- 1(Г97/Р, (9.67)
которые получены в результате аналитического описания резуль¬
татов испытаний образцов на термическую усталость.
256
По известному числу полетных циклов N до появления термо¬
усталостной трещины коэффициент запаса термоциклической
долговечности лопаток в пределах ресурса двигателя тр будем
определять соотношением
Л'-/
Kn= , (9.68)
тр
где tn — средняя продолжительность полета.
Запас по термической усталости лопаток можно считать до¬
статочным при Nw=l,5...3,0.
Для вышерассмотренного полетного цикла (см. рис. 9.16)
характеристики термоциклического нагружения имеют следую¬
щие величины: Д7'=850°С; 7'ср=475 °С; До2=600 МПа. По
этим данным из формул (9.66) и (9.67) находим предельное
число циклов N=2880. Тогда коэффициент запаса термоцикли¬
ческой долговечности лопаток, вычисленный по соотношению
(9.68) при t,,=3 ч и тр=5000 ч, будет иметь значение N^=1,73.
Полученное значение Ки находится в допустимом диапазоне. Сле¬
довательно, лопатки обладают достаточным сопротивлением тер¬
мической усталости в пределах ресурса 5000 ч.
Если параметры термоциклического нагружения таковы, что
после первых циклов упругопластического деформирования ма¬
териала устанавливается режим чисто упругого деформирова¬
ния в каждом последующем цикле, т. е. происходит так на¬
зываемая приспособляемость лопаток, то они вообще не будут
подвержены термоусталостному разрушению. Условие приспо¬
собляемости по суммарным напряжениям о2, рассчитанным в
предположении упругого деформирования, имеет вид: о2^(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 напряже¬
ний в хвостовиках с последующим уточнением результатов путем
экспериментальных исследований на моделях хвостовиков мето¬
дами тензометрирования, фотоупругости, голографии и др.
Как известно, основное применение в ГТД получили хвосто¬
вики 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). Наи¬
более существенное влияние на напряженность хвостовика ока¬
зывает центробежная сила массы всей лопатки Рая = Рцк-\-Рах=
= орKFK-\- mxo)2Rx, где орк — напряжение растяжения в корневом
сечении лопатки от центробежных сил; Fк — площадь корневого
сечения; тх — масса хвостовика лопатки; Rx — 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.
Проекции нормальных к рабочим граням составляющих N
центробежной силы PuN нагружают хвостовик и гребень на
смятие и вызывают кручение гребня моментом УИкр.
Продольные составляющие центробежной силы Рцт и газовой
нагрузки Рг1 нагружают фиксаторы хвостовика. Изгибающие
моменты от газовых и центробежных сил МиЪ Ми2, а также
поперечная составляющая газовой нагрузки Рг2 приводят к смя¬
тию и изгибу элементов соединения.
Рис. 9.17. Нагрузки, действующие на хвостовик типа «ласточкин
хвост» и его расчетная схема
258
Расчетная схема хвостовика (см. рис. 9.17, справа). Как
показывают расчеты, влиянием всех действующих на лопатку
нагрузок, кроме поперечной составляющей центробежной силы
Р^=РпЛсощ, можно пренебречь, так как они невелики и частич¬
но компенсируют друг друга. От этой составляющей на рабо¬
чих гранях хвостовика возникают нормальные силы N, величину
которых (без учета трения) можно найти по формуле N=
= £’u;v/(2sina) = (Pu.,cos<p)/(2sina). Силы N приводят к смятию
граней хвостовика и гребня диска.
На гребень диска действует сумма центробежных сил соб¬
ственной массы и массы лопатки: Q = Pur-|-2yVsin (а +(3/2) =
==mro)2/?r-|-2./Vsin(a + P/2), где тг и RT — масса гребня и радиус
центра тяжести его радиального сечения; р=2я/г; 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
Рц.,с os<p
см См cfc 2cfcsina'
(9.69)
Фактическое распределение напряжений осм по граням не¬
сколько отличается от равномерного (см. рис. 9.17) из-за не¬
равномерности действия центробежных сил хвостовика, а также
за счет изгибающих и крутящего моментов.
В выполненных конструкциях напряжения смятия достига¬
ют 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
орг=-%——т тг<о2ЯгН—--——sin(a+0/2) . (9.70)
v abab sina
Следует отметить, что формула (9.70) дает оценку для но¬
минальных (средних) напряжений растяжения, условно показан¬
ных на рис. 9.17 штриховой линией. Она не учитывает концентра¬
цию напряжений, обусловленную резким изменением формы
гребня у его основания. Вследствие такой концентрации макси¬
мальные 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] тср=РцЛ,/(2М) = (Рщ-соэф) /(2b-h). Коэффициент
И
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 вибрацион¬
ные нагрузки, которые могут вызвать на рабочих гранях кон¬
тактную 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 Рш, газовые нагрузки от про¬
фильной части в осевой РГХ 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, действую¬
щие в окружной плоскости, полностью скомпенсированы, поэто¬
му Миу=0).
а-а
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 Рпл (вклю¬
чая 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
Рш + Ркш + ,П7,Ч
(9-71)
где Рцш— центробежная сила штифта; тш, Rm — масса штифта
и радиус, на котором расположен его центр тяжести; FCM — сум¬
марная площадь смятия; d — диаметр штифта; bpi—ширина /-ой
реборды.
Максимальные значения напряжений смятия в хвостовике
рассматриваемого типа составляют 200...450 МПа.
Напряжения среза штифта можно найти из соотношения
_ цл -_4
Znd2
nd2 ’
(9.72)
где Fcp — суммарная площадь среза; z — число рлоскостей среза
(2 = 4).
В существующих конструкциях напряжения среза для сталь¬
ных лопаток не превышают 150 МПа, а для титановых —
120 МПа.
Напряжения растяжения в проушине определяют по формуле
ор= (Рщ, —Pnp)/Fnp, где Рпр—центробежная сила частей проу¬
шины, расположенных ниже сечения 1 — 1 (см. рис. 9.18); Fnp—
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 проу¬
шины определяют при больших относительных зазорах в шарни¬
ре (6 = 6Д/>0,05). Расчетная формула имеет вид:
ок= 1,31
4/уб
ь„р(1+26 )
Е» + Еш’
(9.73)
где Ь„р — 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 нахо¬
дящихся в контакте материалов. В существующих конструк¬
циях 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 выше¬
приведенному, определяют как сумму центробежной силы, дей¬
ствующей в корневом сечении Рцк, и силы масс хвостовика Рах:
-Рцл=Лш + Ли=ОрЛ4-"г*<1>2#*, гДе mx, Rx—масса хвостовика
и радиус его центра тяжести.
Нормальную нагрузку на /-й зубец хвостовика от действия
центробежной силы лопатки Рпл можно вычислить, исходя из
условия, что эта сила распределена между зубьями пропор¬
ционально площади контактирующих поверхностей:
N,
Рцл Ь',
2cosa b'z ’
(9.74)
п
где Ь[— ширина хвостовика в расчетном сечении; Ьг= £ Ь]\
. ;= 1
п — число пар зубьев.
Напряжения растяжения в сечениях хвостовика лопатки и
262
гребня диска между зубьями находят по формулам:
где /— Hojviep расчетного сечения (/=1, 2, 3); Pxj; Prj — центро¬
бежные силы элементов хвостовика и гребня, заключенных меж¬
ду двумя соседними сечениями (для хвостовика лопатки в ка¬
честве нулевого сечения следует принимать корневое); b], аь
bt — размеры, определяющие площади расчетных сечений (см.
рис. 9.19).
Максимальные напряжения растяжения в хвостовике лопатки
обычно возникают в первой впадине (ор;с1) 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 хво¬
стовика можно вычислить по соотношению
бЛ^-е cos(a—ф) 3PUJ,ecos(a—q>)
0„зг= тггъ = -Гтт-2 , (у-77)
Ър &E/rcosa
где е — плечо приложения силы M,cos(a — <р) (см. рис. 9.19).
В существующих конструкциях лопаток газовых турбин оизг<
<200 МПа.
Напряжения смятия по рабочим граням зубьев хвостовика,
определяемые из выражения
N. Р
а =—= ^ , (9.78)
см Ь\С 2fevCcosa
достигают в лопатках турбин 230 МПа.
Напряжения среза зубьев рассчитывают по формуле
Nt cos(a —qj) P„jCOS(a — q>)
•'Ср
b.hr
2b'yhr cosa
(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 усталости
ных 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. Раз¬
рушение дисков чрезвычайно опасно, так как разлетающиеся
в момент разрушения обломки (фрагменты), обладая большой
массой и скоростью, могут вызвать тяжелые вторичные повреж¬
дения 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 мо¬
ментами: центробежными силами собственной массы и масс
рабочих лопаток; газодинамическими нагрузками от лопаток;
силами давления газа на боковые поверхности; гироскопиче¬
скими 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 ло¬
паток вызывают растяжение диска в радиальном и окружном
направлениях. Неравномерное распределение температуры по
радиусу приводит к возникновению значительных температур¬
ных 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 напря¬
жения кручения и изгиба. Напряжения кручения появляются
при передаче диском крутящего момента от окружных газо¬
вых сил рабочих лопаток. Изгибные напряжения вызваны
разностью сил давления газа на боковые поверхности диска,
осевыми газовыми силами от лопаток, гироскопическими момен¬
тами и неравномерным распределением температуры по
толщине.
264
Напряжения кручения обычно невелики, вследствие чего их
в расчетах не учитывают. Изгибные напряжения зависят от тол¬
щины 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 изги¬
ба 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 распре¬
деление 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 приво¬
дят 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 цилиндриче¬
ской поверхности сплошной части обода на радиусе гк. Действие
этих сил заменяют действием радиальных контурных напряжений
агк, величину которых для случая, когда, например, лопатки и
265
диск .изготовлены из материалов с одинаковой
массовой плотностью, вычисляют по формуле:
(или близкой)
(10.1)
где орк — напряжение растяжения от центробежных сил в кор-*
невом сечении рабочей лопатки; FK — площадь корневого сечения
лопатки; 2 — число лопаток в рабочем колесе; q — плотность
материала лопаток и диска; /об — площадь радиального сечения
замковой части обода; Rf — радиус центра тяжести площади
/ос; bk — толщина диска на радиусе гк.
Рассмотренной расчетной схеме соответствует осесимметри¬
чное плоское напряженное состояние, которое характеризуется
действием радиальных ог и окружных а,, нормальных напря¬
жений (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 двига¬
теля на земле и в полете.
На взлетном режиме действуют максимальные центробежные
силы (так как со=о)тах) при наибольших температурах, сни¬
жающих прочность материала диска.
При запуске и последующем переходе двигателя с малого газа
на взлетный режим, когда обод диска быстро нагревается, а цен¬
тральная часть продолжает оставаться относительно холодной,
возникает максимальная радиальная неравномерность темпера¬
туры 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 растяги¬
вающими 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
цабегающего потока (при выключении в полете) ротор продол¬
жает вращаться с большой угловой скоростью. Например, для
выключения двигателя в полете можно считать, что максималь¬
ный «обратный» перепад температуры возникает при ю=(0,85...
...0,95) ютах.
Температура дисков. Наиболее достоверные данные о темпе¬
ратурном состоянии дисков получают экспериментальным путем,
например, измерением температуры с помощью термопар. Ис¬
266
пользуют также различные расчетные методы определения темпе¬
ратуры 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
где Тц — температура в центре или на краю центрального от¬
верстия диска; г —текущий радиус диска; гц— радиус централь¬
ного отверстия (если диск не имеет центрального отверстия, то
Гц=0); Тк—температура диска на внешнем радиусе гк, которую
можно оценить по формуле: Тк=ТЛК—АТ3, где АТ3—перепад
температуры между корневым сечением лопатки и ободом диска
на радиусе rk (70... 110°С); Тлк — температура лопатки в корневом
сечении, определяемая в соответствии с п. 9.6 как Тлк=Тср —Атк,
где Тср— средняя температура лопатки, рассчитываемая для
взлетного режима по соотношению (9.61); Лтк—разность между
средней температурой лопатки и температурой ее корневого
сечения (Ю0...200°С).
Температуру Ти на взлетном режиме можно принимать при
неохлаждаемых лопатках равной 250...300 °С, а в случае охлаж¬
даемых лопаток — 300...350°С.
При выходе двигателя с режима малого газа на взлетный
режим перепад температуры в диске на 100...120 °С больше,
чем на установившемся взлетном режиме и достигает 450...500 °С
[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°С, а величина Тц может
быть принята на 30...50°С 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=dm<a2r = Q<a2br2drdq), где dm—масса элемен¬
та; р — плотность материала диска; b — толщина элемента на
радиусе г.
вида
(10.2)
267
Действие на элемент отброшенной части диска заменим уси¬
лиями от нормальных напряжений ar, or-\-dor и аф, приложенных
к граням элемента.
Сумма проекций всех сил на радиальную ось, проходящую
через центр масс элемента, исходя из условия равновесия,
должна быть равна нулю:
dPn-\- (ar + dar) (b-\-db) (r-\-dr)dq> — orbrdq> —
— 2cySin(dq>/2)bdr = 0. (10.3)
Пренебрегая в уравнении (10.3) бесконечно малыми вели¬
чинами второго и третьего порядков и полагая sin(<i(p/2)«<i(p/2, с
учетом выражения для центробежной силы dPn после преобра¬
зований получим уравнение:
d (orbr)
dr
рю 2г2й — ovb = 0,
(10.4)
которое отражает тот факт, что выделенный из диска элемент
после приложения всех сил находится в статическом равновесии.
Уравнение совместности деформаций является геометриче¬
ским условием неразрывности диска при его нагружении.
В результате действия центробежных сил и неравномерного
распределения температуры перемещение нижней грани элемента
составляет Д(см. рис. 10.1), а верхней — Поэтому отно¬
сительные деформации элемента в окружном и радиальном на¬
правлениях равны
(r + A)d<f — rdtp Л. dA мпкч
V Ы<р ~~r’ r dr' (1J.O)
Дифференцируя известное из первого соотношения (10.5)
перемещение А=е,/ и подставляя производную dA/dr=e^-\-
+г(de4/dr) во второе равенство, получим уравнение совмест¬
ности деформаций в виде
ег = еф+г-^р (10.6)
которое отражает условие сплошности (неразрывности) диска
до и после деформации.
Физические уравнения, связывающие между собой напряже¬
ния и деформации, запишем, используя закон Гука для плоско¬
го напряженного состояния и учитывая температурные дефор¬
мации ет = сс7’
еФ=7г(0ч>— И^г) +аГ; ег=-^-(ог— раф) + аТ, (Ю.7)
где Е — модуль упругости материала диска; р — коэффициент
Пуассона; a — коэффициент линейного расширения; Т — темпе¬
ратура 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 d(a —цаг)
(1 +Р) (ог — Оф) + (о, — рог)д—^Г=г Jr—-+
+ Етг-
d (атТ)
~~dr ’
(10.8)
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=аг). Это является следствием осевой симметрии напряжен¬
ного состояния диска.
Уравнения (10.4) и (10.8) составляют систему дифферен¬
циальных уравнений напряженного состояния диска, решение
которой относительно неизвестных напряжений оф и аг 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=а,=а0; при r = rk, or=ork. (10.9)
2. Для диска с центральным отверстием:
при г=ги ог=0, оф=аф0 = а0; при r = r*, or=ork. (10.10)
3. Для диска, напрессованного на вал с посадочным напря¬
жением апос:
при г = гц
ог с* по,-, аф аф0 с>(|,
Ог С),
при r=rk,
(10.11)
10.3. ОБЩИЕ СВОЙСТВА НАПРЯЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ ДИСКА
Уравнение равновесия элемента диска (10.4) можно выра¬
зить относительно окружных напряжений:
„ „ I d (o_.br)
г +х—. (10.12)
Подставляя приведенное выражение для аф в уравнение сов¬
местности деформаций (10.8), после преобразований получим:
(i+»-»т;чг)а'=[
+ Етг
QID V -
d{nj)
dr
d(arbr)
b dr
d(o —y.or)
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 7’=const, £T=consi, ccT=const из формул
(10.12) и (10.13) получаем:
2 2
= QtO Г -
1 P(PrufeO
b dr
2 2 I
огц=ем г '
1 d(ombr)
b dr
г d Кц !»«,„)
1 + ц dr
(10.14)
В соответствии с полученными формулами, напряжения в
произвольном сечении диска зависят от величины qc)2г2, 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 Ь'=сЬ
(где с — любое число) уравнения (10.14) не изменяются. Фи¬
зически указанное свойство можно объяснить, например, тем,
что повышение центробежных сил, обусловленное кратным уве¬
личением толщины диска, компенсируется таким же повышением
площадей сечений, воспринимающих эти силы.
3. В равномерно нагретом диске (7'=consi, dT/dr=0) тем¬
пературные напряжения отсутствуют (av,T=arT=0), что вытекает
из условия изотропности материала.
4. Равномерное повышение температуры во всех сечениях на
одинаковую величину (Т' = Т-\-Т0) не изменяет температурных
напряжений, так как они зависят только от градиента темпера¬
туры 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 смыс¬
ле: 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 тем¬
пературных 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 повы¬
шение внутренних термических сил, обусловленное кратным уве¬
личением толщины диска, полностью компенсируется таким же
увеличением площадей его сечений.
270
8. Окружные термические напряжения на ободе диска про¬
тивоположны по знаку градиенту температуры. Это следует из
формул (10.15) при оГ1к = 0:
^iprk ~
1 + ц
[
F —
■Ссраср
r = rk
Физически отмеченное свойство можно объяснить тем, что,
например, при -^->0 более нагретые внешние слои диска испы¬
тывают со стороны менее нагретых слоев центральной части
препятствие температурному удлинению в окружном направле¬
нии 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, <тг Из приведенных зависимостей следует,
что максимальные напряжения в диске с центральным отвер¬
стием (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, кони¬
ческого, гиперболического и др.). Для дисков произвольного
профиля указанные уравнения необходимо решать приближенны¬
ми методами.
271
Одним из широко распространенных приближенных методов
является метод конечных разностей, позволяющий заменить диф¬
ференциальные уравнения системой алгебраических уравнений.
Представим уравнения (10.4) и (10.8) в следующем виде:
do= — °л(-у-+-7")+a<rr— (10.15)
do,
ч> °ч ^
( dr 1
1 ^
1
1 г 1
Ег
X , (dr db dEr\
J+ar(j—р—
— IxQufr2^-— Erd{arT).
(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:
dbr^^Aor Огп &г(п—1)» —о»
drzzAr = rn— rn_\, db ж Ab — bn—б
dEr х АЕТ=Еп — En_l; d{aTT) « (аГ)„ -(а7)„_ь
)
(10.17)
где п — 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 Ь„ бф, Ь, г, Ет, ат
индекс (п—1), т. е. принимая их значения на внутреннем радиусе
кольцевых элементов, после преобразований получим следующие
формулы для последовательного расчета напряжений в сечениях
диска:
Gm—Ano0-\- Вп\ п=С„о0-ЕОп; (10.18)
An Ап_\4niEn -j- (£«—i Фи) "1 moiq\
Cn—Cn^ibn-\-A„__ikn-,D„=Dn_lbn-\-Bn_lkn — pijyy„— 0„; j
P„=3-
Уп=
1; ф„==ею2^„,;
6Й^1 +
> ^п '
——
С-. Ьп-1
О-
0„ = £„_, [(a7’)-(a7')„_1J.
(10,20)
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 оГк-
272
Ф> я (Пгй ЕЕ) -
(10.21)
Соотношение (10.21) получено из первого уравнения (10.18),
записанного для k-ro сечения диска в соответствии с граничны¬
ми условиями (10.9) — (10.1 Г).
Необходимые для расчета напряжений величины коэффициен¬
тов уравнений (10.18) в нулевом сечении А0, В0, С0, D0 находим
также по соответствующим граничным условиям.
1. Сплошной диск. Первую часть граничных условий (10.9)
можно записать в виде Gro=0(j>o=0o> 3 Уравнения (10.18) преоб¬
разовать для центра диска в следующие равенства: а0=Л0а0+
+В0; o0=C0o0-\-D0, из которых находим
Д,= 1; Я0=0; С0=1; Д,=0. (10.22)
2. Свободный диск с центральным отверстием. Из граничных
условий (10.10) следует щ0== 0, а^0=о0. Уравнения (10.18) имеют
вид 0=/40о0-(-В0> o0 = C0(i0-|-Z50. Значит коэффициенты в нуле¬
вом сечении (на краю отверстия) равны:
Л0=0; В0=0; С0= 1; £>„=0. (10.23)
3. Диск напрессован на вал с посадочным напряжением апос
Граничные условия (10.11) записываем в виде ог0= — о,юс, о?о=
= о0. Уравнения (10.18) приводим к соотношениям—апос=Л0а0+
+ В„; а0==С0а0+£)0, из которых получаем
Л0=0; В„~—оПОС; С0== 1; £>0=0. (10.24)
Порядок расчета напряжений в диске произвольного про¬
филя.
1. На расчетной схеме диска проводят цилиндрические сече¬
ния 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 числен¬
ным путем раскрыть нельзя;
в) для диска с центральным отверстием нулевое сечение при¬
нимают на радиусе отверстия гц, первые 2...3 сечения проводят
так, чтобы отношение г„/г„_, 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 6 во всех сече¬
ниях 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.
\ST.I- .и|;Г 81
273
3. Используя справочные данные [68, 69] (рис. 10.3), для
выбранного материала диска определяют значения модуля упру¬
гости Еп и коэффициента линейного расширения а„, соответ¬
ствующие температуре Тп.
Рис. 10.3. Зависимости модуля упругости (сплошные
линии) и коэффициента линейного расширения
(штриховые линии) дисковых материалов от темпера¬
туры:
О сталь 37X12Н8Т8МФБ (ЭИ481); . - сталь
10X11Н20ТЗР (ЭИ696); Д —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„, у„, ф„,6„, 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
Плот¬
ность
Дисковые материалы
Лопаточные материалы
ВТ8
37Х12Н-
8Г8МФБ
10X11-
Н20ТЗР
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 А0, В0, С0, D0 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 Ак, Вк из формулы (10.21) находят напряжения
в нулевом сечении о0.
8. Для всех сечений диска, начиная с первого, рассчитывают
напряжения ог„ и опо формулам (10.18).
Ручной счет напряжений по вышеизложенной методике целе¬
сообразно вести в табличной форме. По данным расчета необ¬
ходимо построить графики распределений величин ог и ач вдоль
радиуса диска.
Неупругие деформации возникают в условиях упругопласти¬
ческого 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 пара¬
метров упругости, изложенного в разд. 9.5 (схема расчета на¬
пряжений по этому методу приведена на рис. 9.12, а).
Переход от упругой в упругопластическую область деформи¬
рования для плоского напряженного состояния диска определяют
по энергетическому критерию пластичности [23], в качестве ко¬
торого используют интенсивность напряжений:
Возникновение пластических деформаций фиксируют в том
случае, когда в каких-либо сечениях диска величина а„ вычис¬
ленная по данным упругого расчета, превышает предел пропор¬
циональности материала апц при соответствующей температуре.
Для таких сечений находят модули пластичности Е?п по методике,
изложенной в разд. 9.5, и вновь повторяют расчет до совпадения
(в пределах заданной точности) расчетных значений интенсив¬
ности напряжений (10.25) с напряжениями по диаграмме де¬
формирования материала с?Д.
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 растя¬
жения этого сплава приведены на рис. 10.4, а. Рассчитанная по
ним зависимость функции Ильюшина ш от разности деформаций
(е — епц) (см. рис. 10.4, б) может быть описана следующим
уравнением:
10.5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ В ДИСКЕ
С УЧЕТОМ НЕУПРУГИХ ДЕФОРМАЦИЙ
(10.25)
да = 1,859 - 26,61 (е - епц) + 293,9 (е - епц) 2
0,01851
0.01+ (е
(10.26)
18*
275
где деформацию, соответствующую пределу пропорционально¬
сти, епц=<гпц/£т можно найти с помощью соотношений
апц=533,7 — 0,050937; £т= 197800 —70,527, (10.27)
которые получены в результате математической обработки экспе¬
риментальных зависимостей предела пропорциональности а™, и
модуля упругости £т сплава ХН77ТЮР (ЭИ437Б) от темпера¬
туры.
о,ш о,ог о,оз о,04 £
а
Рис. 10.4. Диаграммы растяжения сплава ХН77ТЮР (а) и зави¬
симость функции Ильюшина для них от разности дефор¬
маций (б)
Функции (10.26) и (10.27) совместно с уравнением типа
(9.56): g=£te(1—ш), обеспечивают аналитическое описание
диаграмм растяжения сплава ХН77ТЮР (ЭИ437Б), приведенных
на рис. 10.4, а. Использование такой формы представления
указанных диаграмм существенно упрощает расчет упругопла¬
стических напряжений и деформаций в дисках на ЭВМ.
Как было отмечено выше, пластические деформации приводят
к перераспределению напряжений в диске, вызывая выравнива¬
ние напряжений аг и аф вдоль радиуса. Степень перераспределе¬
ния 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), пла¬
стические 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(t), где е — деформация ползу¬
чести; t — время достижения этой деформации под действием
фиксированных напряжений а, при заданной температуре 7.
276
Если задать некоторое расчетное время ^р, при котором не¬
обходимо оценить напряжения в диске с учетом накопленных
деформаций ползучести, то для этого времени по диаграммам
ползучести можно построить зависимость о = /(е) (см. рис. 10.5,
б), подобную обычной кривой деформирования материала. По¬
строенную 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 (б)
Деформации ползучести так же, как и пластические деформа¬
ции, приводят к выравниванию напряжений в диске. Отличие
в их действии состоит в том, что пластические деформации появ¬
ляются практически мгновенно вслед за нагрузкой (склеро¬
номный процесс), а деформации ползучести медленно развивают¬
ся 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 гб (рис. 10.6)
необходимо выбрать так, чтобы радиальные перемещения диска
и барабанного участка в месте его заделки (на радиусе гб) были
одинаковыми (Дд=Д6).
277
Перемещения Ад и Л6 находим из первых равенств (10.5),
(10.7):
Если имеются аналитические зависимости напряжений в ди¬
ске офД, огд и стенке барабана о^, огб от радиуса заделки г6, то,
приравнивая правые части соотношений (10.28), можно найти
величину г6, обеспечивающую радиальную несвязанность диска
и барабанного участка. Однако, как было отмечено выше, ана¬
литические 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).
Принимая окружные напряжения оф6 постоянными по тол¬
щине стенки барабана 6 (ввиду ее малости) и пренебрегая ве¬
личиной радиальных напряжений (ог6=0), составим следующее
уравнение равновесия элемента барабана:
dPn — 2a¥fi6/6sin(dcp/2)=eco2r|6/6dcp — o,(66/6dcp = 0, (10.29)
По принятому условию ЛД=Л6 из соотношений (10.28) и
(10.30) при ог6=0, Тл=Тб получаем
Рис. 10.6. Расчетная схема барабанно-дискового ротора
из которого находим
(10.30)
278
(10.31)
Величины г6, афД и агд взаимосвязаны. Поэтому уравнение
(10.31) нужно решать последовательными приближениями, за¬
давая ряд значений г6 и снимая с графиков распределения
напряжений по радиусу диска соответствующие величины офд
и о,д. Для дисков постоянной толщины при отсутствии лопаток
радиус свободнонесущей стенки барабана составляет гбя?0,5гк.
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 вы¬
полняется и барабанные участки дополнительно нагружают ди¬
ски 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 вы¬
полненных конструкциях роторов окружные напряжения в ме¬
стах заделки барабанных участков с учетом их изгиба составля¬
ют (0,5...0,8) о^е, где о,,в — напряжения, определяемые по форму¬
ле (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 воспри¬
нимают. При инженерных расчетах напряжений в дисках таких
колес учитывают только нагружающую способность лопаток,
применяя метод присоединенных масс, согласно которому дей¬
ствие лопаток на диск заменяют действием осесимметрично, рас¬
пределенных 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 обеспечи¬
вать завышение расчетных напряжений, т. е. дополнительный
запас прочности диска.
Присоединенная масса лопаток двухсторонней крыльчатки
для кольца толщиной dr (рис. 10.7) равна 2Qf„zdr, где /л —
площадь сечения одной лопатки на радиусе г; q — плотность
материала колеса; z — число лопаток на одной стороне колеса.
Масса несущего диска для выделенного кольца составляет вели¬
279
чину Q2nrbdr, а суммарная масса кольца может быть выражена
соотношениями
g2nrbdr + 2р/л2^г=^ 1 Q2nrbdr=Q*2nrbdr, (10.32)
где b — толщина диска: q*— приведенная плотность колеса на
радиусе г, которую следует вычислять по формуле
с*=е( 1 +^г)- (ю-зз)
Используя вместо фактической приведенную плотность
(10.33), расчет напряжений в диске можно выполнять по мето¬
дике, 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 центробеж
ные 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 крыль¬
чатки 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 оцен¬
ке запасов прочности дисков необходимо использовать соответ¬
ствующие теории прочности, позволяющие с достаточной точно¬
стью свести плоское напряженное состояние к эквивалентному
одноосному.
Одной из наиболее распространенных теорий прочности яв¬
ляется теория наибольшей энергии формоизменения, в соответст¬
вии с которой совместное действие радиальных и окружных
напряжений можно заменить эквивалентным растягивающим на¬
пряжением, равным интенсивности напряжений о,:
оэ = а,=■V of + о* — агоЧ1. (10.34)
Условие (10.34) следует применять для центральной (сту¬
пичной) части дисков, где напряжения ог и аф имеют одинаковый
знак. В ободной части дисков при «прямом» перепаде темпе¬
ратуры вдоль радиуса окружные напряжения отрицательны,
вследствие чего эквивалентное напряжение для нее целесообраз¬
но определять в соответствии с теорией прочности Мора [23]:
сгэ=сгг — А.О,,, (10.35)
где К — коэффициент, учитывающий различие в сопротивлении
материалов растяжению и сжатию. Он представляет собой от¬
ношение предельных напряжений при растяжении и сжатии и в
предварительных расчетах может быть принят равным А,=0,5.
Определение коэффициентов запаса прочности дисков. Про¬
чность дисков обычно оценивают величинами коэффициентов
запаса длительной прочности Ктт и запаса по разрушающей час¬
тоте вращения Кь-
Коэффициент запаса длительной прочности вычисляют по
формуле, аналогичной соотношению (9.62):
К=о1/сэ. (10.36)
Необходимые для этой формулы величины пределов длительной
прочности дисковых материалов можно определить по зави¬
симостям, приведенным на рис. 10.8.
Коэффициенты запаса длительной прочности изменяются
вдоль радиуса диска в связи с изменением эквивалентных напря¬
жений оэ и температуры Т, от которой зависят предельные
напряжения о*. Поэтому при оценке прочности диска необходимо
по данным вычислений величин К[ в нескольких сечениях постро-
281
ить зависимость Kl (г), из которой найти минимальный коэф¬
фициент запаса прочности и соответствующее ему опасное се¬
чение.
Для учета повторности нагружения дисков следует минималь¬
ный коэффициент запаса длительной прочности умножить на
величину Kz аналогично тому, как это выполнено в соотношении
(9.63) .
Многорежимность нагружения дисков можно учесть, опреде¬
ляя 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:
= <7,{,0(П; °июо(^)
При проектировочных расчетах прочности дисков, работаю¬
щих в условиях высоких температур, оценивают величину запаса
по температуре K7=Tnfen— Грасч, где Тпрев — предельная темпера¬
тура в опасном сечении диска, при которой произойдет разруше¬
ние материала под действием напряжений сгэ за время т; Грасч—
расчетная температура в том же сечении. Коэффициент Кт
обычно составляет 70...120°С [23].
Коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения оп¬
ределяют из соотношения
Kfc ^пред/^расч> (10.37)
где ппред — частота вращения ротора, приводящая к разрушению
диска при заданной температуре; прасч — расчетная частота вра¬
щения.
282
Наиболее простой способ определения предельной частоты
вращения ппред основан на теории предельного равновесия [23].
Согласно этой теории предполагают, что при повышении частоты
вращения до ппред происходит полное выравнивание напряжений
вдоль радиуса за счет их перераспределения под влиянием пла¬
стических деформаций, а в момент разрушения диска окружные
напряжения оф достигают предела кратковременной прочности
материала сф при соответствующих температуре Г и времени
до разрушения т. Таким образом, во всех сечениях диска при¬
нимают оф=о[.
Интегрируя уравнение равновесия (10.4) с учетом вышеука¬
занных предположений, находим
2 ■ =tl Л /
пред расч W
еч,ас Л + °гАс
(10.38)
где /д—^ b{r)r2dr — момент инерции половины поперечного сече-
гц
гк
ния диска относительно оси вращения; Р b=^aTb{r)b{r)dr\ гц —
радиус центрального отверстия (при его отсутствии гц=0).
Запас по разрушающей частоте вращения считают доста¬
точным 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 уплот¬
нениях, уменьшение плотности посадок, задевание рабочих
лопаток за корпус и т. п. Для предотвращения отмеченных
нежелательных явлений накопленную в течение ресурса двига¬
теля относительную неупругую деформацию на внешнем диамет¬
ре 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 соответ¬
ствующие нагрузкам и температуре максимального эксплуата¬
ционного режима. Затем диск подвергают окончательной механи¬
ческой обработке в местах его сопряжения с другими элементами
ротора и корпуса (в местах посадок и регламентированных зазо¬
ров). После автофретирования остаточные деформации накапли¬
ваются в процессе длительной работы значительно медленнее и к
283
моменту исчерпания ресурса обычно не превышают нормирован¬
ных величин.
Проверка дисков на малоцикловую усталость. Изменение
напряжений в диске на нестационарных режимах полетного цик¬
ла и в результате многократного повторения этих циклов со¬
провождается знакопеременным пластическим деформированием
материала, которое может вызвать появление трещин малоцик¬
ловой усталости. Строго говоря, для дисков, так же, как и для
лопаток, этот процесс следовало бы называть термической уста¬
лостью. Однако в связи с незначительным изменением температу¬
ры дисков в пределах полетного цикла нагружения, ее влиянием
на процессы разупрочнения материалов обычно пренебрегают,
рассматривая накопление повреждений при циклическом неупру¬
гом деформировании в изотермических условиях, т. е. при мало¬
цикловой усталости.
Число полетных циклов до появления в материале диска
трещины малоцикловой усталости можно определить по уравне¬
нию типа (9.66):
IgN—Oia-Ьа2лАа,-; (10.39)
где Ло,— размах вычисляемой по формуле (10.34) интенсивно¬
сти напряжений в опасном сечении диска за полетный цикл на¬
гружения (Ao, = o,max — a,min); aXN, a2N — коэффициенты, завися¬
щие от материала, температуры и формы цикла нагружения.
Например, для сплава ХН73МБТЮ (ЭИ698), испытанного на
малоцикловую усталость при Т = 20 °С по пульсирующему (отну-
нулевому) циклу нагружения, эти коэффициенты равны а1Л=5,6;
а2Л=— 2,18-НГ~3. Для титанового сплава ВТ8 [23] при тех же
условиях — а1Л = 11; агк= —-0.01.
Коэффициент запаса малоцикловой усталости дисков при ре¬
сурсе двигателя тр следует определять по формуле (9.68). Вели¬
чина 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 интенсив¬
ности. 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 внутрен¬
ние, создаваемые элементами ротора в процессе работы двигате¬
ля, 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 двух¬
опорного 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 барабан¬
но-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 шар¬
нирно-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 '
М
jrjKP
NT _ 30 LrGr
to л п ’
(11.1)
где NT — мощность турбины, Вт; со — угловая скорость вращения
ротора,фад/с; Lr — удельная работа расширения газа в турбине,
285
Дж/кг; Gr — расход газа через турбину, кг/с; п — частота вра¬
щения 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.
Рис. 11.1. Расчетные схемы однодискового консольного (а) и двухдиско¬
вого двухопорного (б) роторов турбин
Осевая сила, передаваемая на вал от одного рабочего колеса
турбины, с достаточной точностью может быть вычислена по
формуле [50]:
Px=nDcvhn(pi — р2) + Gr{C[a — C2a) +n{R2k — r2H) (p„ — p3)±Pxj,
(11.2)
где Dcp— средний диаметр проточной части рабочего колеса;
А„—высота рабочих лопаток; ри р2—давления газа перед и за
рабочими лопатками; Cta, С2а— осевые скорости газа на входе
и выходе из рабочего колеса Rk— радиус корневого сече¬
ния 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 торможе¬
нии самолета (положительное направление для этой силы сов¬
падает с направлением потока газа).
Величину силы Pxj удобно определять как произведение
силы тяжести (веса) ротора Рт и коэффициента эксплуатацион¬
ной перегрузки Kf- PXj~PmK,, 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^ дг(Л, где тр— масса ротора; g — уско-
/='
рение силы тяжести (g=9,81 м/с); у,- — плотность / го элемента
ротора; Vj — его объем.
В качестве расчетного режима при определении осевой силы
целесообразно принимать взлетный режим при разбеге самолета,
когда сила Pxj 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 мас¬
сам ротора, равна сумме сил:
Рг=Рт + Рп, + Рф (П.З)
где Рт — сила тяжести ротора; Ргн — радиальная сила инерции
неуравновешенных масс ротора (вращающаяся радиальная на¬
грузка); Рп — 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 соотно¬
шению Р,~ V (р„, + РгУ + Р% Величину силы Prj можно опре¬
делить через коэффициент эксплуатационной перегрузки И^РГ1~
— PmKj), который для расчетного режима выхода самолета из
крутого планирования следует принимать равным Kj—З..А.
Неуравновешенность ротора характеризуют величиной стати¬
ческого дисбаланса (ms-r), представляющего собой произведе¬
ние несбалансированной массы и радиуса ее расположения. Для
современных роторов (me • г) = 10...50 г • см. При известной вели¬
чине (me-r) радиальную силу инерции неуравновешенных масс
ротора определяют по соотношению Рги= (твг)<о210“5(Н). Для
хорошо сбалансированных роторов, в которых (m6r) <; 10 г-см,
величина силы Рги невелика и в расчете ею можно пренебречь.
Изгибающие моменты Мир (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
Р.АР—(Рг-а)/1\ Рвр=Рг{1 +а/1), а для двухопорного двухдиско¬
вого ротора (см. рис. 11.1, б)—RAP—(Pr\Ci\-\-Pr2a2)/P Rbp=
= Яг!(1—ах/1) -\-РГ2(\ — а2/1). Максимальный изгибающий мо¬
мент в первой расчетной схеме возникает на опоре В и имеет
значение (Mup)max=Pra. Для второй расчетной схемы изгибаю¬
щие моменты в центрах масс первого и второго дисков соот¬
ветственно равны: (Мир) i=RBPai; {Мир)о=Рвра2-
Гироскопический момент создают радиальные кориолисовы
силы инерции масс ротора, возникающие под действием внешних
сил при криволинейных эволюциях воздушного судна. Величина
гироскопического момента Мг пропорциональна массовому по¬
лярному моменту инерции ротора / угловой скорости его вра¬
щения со и угловой скорости поворота воздушного судна при эво¬
люциях £2:
Мг=/р( ой. (11.4)
Момент Мг действует в совмещенной плоскости векторов
to и £2 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 J = \ rdm= \QrdV, где Vp—
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, опреде¬
ляемых для этих элементов по точным расчетным формулам. В
прикидочных расчетах массовый полярный момент инерции рото¬
ра можно оценить по эмпирической формуле Jp=kpzD4H-10~7,
где kp — эмпирический коэффициент (для компрессора kp=
= 0,25...0,35; для турбины &р—0,95...1,05); г — число ступеней
компрессора или турбины; DK— наружный диаметр ротора, см.
Необходимую для расчета гироскопического момента угловую
скорость эволюции воздушного судна £2 определяют по формуле
Q = (g"/C,-)/Ип, где Vn — скорость полета; /£( — коэффициент экс¬
плуатационной перегрузки при эволюции, который для расчетно¬
го режима выхода самолета из крутого планирования следует
принимать равным /£, = 3...4.
Эпюры изгибающих моментов Мш от гироскопического мо¬
мента Мг приведены на рис. 11.1. Необходимые для их построе¬
288
ния усилия реакции в опорах равны RAT=RBT=Mr/l (см. рис.
11.1,а) и RAV=RW= (Мп +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 сум¬
мирования:
МиЪ=л/ М2иР-{-М1т. (11.5)
При эволюциях воздушного судна в горизонтальной плоскости
векторы моментов МиГ и МиР совпадают по направлению, поэто¬
му MuS = Mup-\-Mur.
Определение напряжений в валах
При расчете напряжений выбирают несколько расчетных се¬
чений вала, в которых возможно возникновение максимальных
напряжений в результате действия больших нагрузок или вслед¬
ствие малых величин геометрических характеристик сечений
(площадей, моментов сопротивления кручению и изгибу).
Напряжения кручения определяют по формуле
м„ 16МК
тк
1Г„,
™ф[1-К,„А*нП ’
где WKр — момент сопротивления кручению, м3; dH, dBH -
ный и внутренний диаметры вала в расчетном сечении.
Напряжения изгиба вычисляют по соотношению
М„
32М
«dlll-tfjdj4
(11.6)
наруж-
(11.7.)
где Wu—WKp/2— момент сопротивления изгибу.
Напряжения растяжения (сжатия) вала в осевом направле¬
нии равны
_РХ 4 рх
ах~~г7~«dinMrfnil/dH)2J ’ (,18)
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 на¬
пряжений растяжения центробежными силами собственных масс
будем определять по формуле, аналогичной соотношению (10.31):
Ovu = Q(£)2r2B, (11.9)
где rB= (dH + dBH)/4 — средний радиус стенки вала.
19 Зак. 4527
289
Суммарные нормальные напряжения, действующие вдоль оси
вала, равны ох1,=ох-\-ои. Так же, как и напряжения изгиба аи,
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]:
o:,=V7o7+o„)44<,. (11.10)
Напряжение оэ эквивалентно по характеру действия одно¬
осному растягивающему напряжению.
Статическую прочность вала оценивают по величине коэф¬
фициента запаса прочности
где 0О2 — предел текучести материала при растяжении. Величи¬
ны 0О2 для наиболее распространенных материалов валов тур¬
бин 18ХНВА и 40ХНМА можно принимать соответственно рав¬
ными 800 и 850 МПа (при температуре 200 °С).
Прочность вала по пределу текучести можно считать доста¬
точной при Хо,2= 1,5...2,0. Это условие не допускает возникнове¬
ния в материале вала пластических деформаций, которые могли
бы стать причиной нарушения нормальной работы ротора (за¬
девания рабочих лопаток за корпус при появлении остаточного
изгиба вала, дисбаланса ротора и т. п.).
Валы ГТД рассчитывают также на сопротивление многоцик¬
ловой усталости с учетом влияния переменного гироскопического
момента.
11.2. ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ СОЕДИНЕНИЙ
РОТОРОВ И КОРПУСОВ
Отдельные элементы роторов и корпусов ГТД соединяют меж¬
ду собой с помощью штифтовых, шлицевых, фланцевых резьбо¬
вых соединений, а также сваркой, осевыми стяжными болта¬
ми, шпильками и штангами.
При оценке прочности указанных соединений в качестве рас¬
четных режимов используют режимы с максимальными крутя¬
щими, 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 на¬
пряжений, 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 удлине¬
ние на величину А/63. Эта же сила действует на стягиваемые
детали ротора, сжимая их на величину А/дз. Суммарная деформа¬
ция элементов ротора при затяжке равна Д/рз=Д/вз-|-Д/дз. Опре¬
деляя величины Д/63 и Д/дз по закону Гука при условии /Об«/Од~
получим
Д lV3=P3(K + K), (11.12)
где К6 и Я,д— упругие податливости болта и стягиваемых деталей
ротора, определяемые по соотношениям k6=lJ(EC’F6), А,д=
= ^/(Ba-Fa); Еб, £д — модули упругости материала болта и
дисков; F6, Fд — площади сечений этих элементов ротора.
Отметим, что податливость какого-либо элемента ротора ха¬
рактеризует его удлинение или сжатие, вызванное единичной
силой. В связи с большой сложностью конструктивных форм
составных частей ротора величины Кб и А,д для точных расчетов
обычно определяют экспериментальным путем.
В рабочем состоянии со стороны болта на ротор действует
сила Р6 (см. рис. 11.2, б), включающая усилие затяжки и другие
19*
291
нагрузки, а со стороны стягиваемых дисков на болт передается
рабочее осевое усилие Pxv, раскрывающее стык. При этом на
стыке дисков в некотором сечении остается усилие стыка Р„,
определяемое очевидным равенством:
Рсг=Рб-РХр- (11.13)
Суммарную деформацию ротора в рабочем состоянии можно
найти (с учетом последнего равенства) по соотношениям ти¬
па (11.12):
А/рр Л^бр + Д/др ^*6^6+ /3сЛд=£>б(^б+ ^Д) ^хр^-д. (11-14)
где Д/6р=Р6Я,6 — удлинение болта под действием рабочих нагру¬
зок и усилия затяжки; Д/др = РсгЛд — деформация сжатия дисков
под действием силы Рст.
При условии нераскрытая стыков суммарная упругая дефор¬
мация элементов ротора в затянутом состоянии будет неизменной
при любом изменении действующих нагрузок, так как увеличе¬
ние, например, удлинения болта вызовет такое же снижение
деформации сжатия дисков, и наоборот. Поэтому для всех се¬
чений ротора будет справедливо равенство /\/рз=Д/рр (условие
совместности деформаций), в соответствии с которым из соотно¬
шений (11.12) и (11.14) получаем
Ре=Р3 + Рхр/( 1+Я,вАд)- (1115)
Температурные напряжения, возникающие вследствие различ¬
ного нагрева элементов ротора и за счет различия их коэф¬
фициентов линейного расширения, дополнительно нагружают
болт усилием Рт, если приращение температуры дисков в рабо¬
чем состоянии ДГд превышает подогрев болта ДТ6 при одинако¬
вых значениях коэффициентов линейного расширения дисков и
болта (ад = а6), либо в случае ад>ссб, АТл=АТб.
Определяя разность свободных тепловых удлинений дисков
и болта (см. рис. 11.2, б) как /\/Р,=Д/дт —Д/вт= (адД7’д—
— а6АТб)1р, для температурного усилия Рт находим
Л/рт (пдДГд—“еДТ'оНр
^д+^6 *-д+Хб
(11.16)
В условиях эксплуатации сила Рт достигает наибольших
значений после холодного запуска двигателя, когда подогрев
дисков АТа на 80...100°С превышает подогрев болта АТб. При
таких условиях сила Рт (для ротора компрессора двигателя боль¬
шой тяги) может достигать 100...200 кН. В случае выключения
двигателя в полете, когда подогрев дисков за счет их интенсив¬
ного охлаждения становится меньше подогрева болта, усилие Рт
292
принимает отрицательные значения, т. е. оно разгружает болт,
уменьшая плотность стыков. При Д7С — Д7’д=60...80 °С 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 указан¬
ных величин.
Под действием центробежных сил, деформирующих диски и
барабанные участки в радиальном направлении, возникают осе¬
вые деформации элементов ротора, которые приводят к сокра¬
щению его длины и уменьшению плотности стыков. Это требует
увеличения усилия затяжки болта. Однако, как показывают
расчеты, дополнительные усилия затяжки, необходимые для ком¬
пенсации 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 Рт:
^6=^+pT+/VU+AfiAJ- (п.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 Рхр, разгружающее стыки дисков, за¬
висит от величины действующих нагрузок и от способа соедине¬
ния дисков между собой. Если диски соединены торцевыми шли¬
цами, это усилие будет иметь две составляющие:
Р*Р=Ях + Яхкр, (11.18)
где Рх, Рхкр — силы, раскрывающие стыки дисков под действием
осевых нагрузок (Рх) и крутящего момента (,PtKp).
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
РХКр= (MKptga)/rcp6, (11.19)
где a — половина угла при вершине шлицев; гср 6 — средний ра¬
диус стенки барабанного участка ротора.
Для ротора, в котором передача крутящего момента осу¬
ществляется силами трения в стыках дисков, рабочее осевое
усилие равно PXf = Px.
Потребное усилие в стыках дисков Рст также зависит от спо¬
соба 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 обеспе¬
чено усилие в стыках дисков, определяемое соотношением
PCT=(KTpMHp)/(fTPrcp6), (11.20)
где Ктр=Мтр/Мкр — коэффициент запаса по моменту сил тре'ния
Мтр(Ктр— 1,25...1,5); fTp — 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 сле¬
дует определять по эпюре крутящих моментов.
Осевая сила, раскрывающая стык под действием изгибаю¬
щих моментов, не должна превышать компенсирующего уси¬
лия предварительной затяжки, создающего на стыке напря¬
жения сжатия ссж=Рст/(2лгсМ6). В свою очередь, напря¬
жения осж не должны быть по величине меньше, чем макси¬
мальные напряжения от изгиба барабанного участка аи=
= (MuS ■ гср б) /h=MuJ (пг% б ■ 6), где МиЪ — суммарный изги¬
бающий момент от действия поперечных сил и гироскопических
моментов, определяемый по формуле (11.5); УБ—момент инер¬
ции сечения барабанного участка в месте стыка относительно
диаметральной оси ротора (для тонкого барабана 1ъ=пг3ср 6- 6);
6 — толщина барабана. Принимая в соответствии с отмеченными
условиями 0сж=ои, для любого из вышерассмотренных роторов
барабанно-дискового типа получим
PCT=(2KuMuz)/rcp6, (П-21)
где Ки— коэффициент запаса плотности стыка по изгибающему
моменту (Ки= 1,25... 1,5).
Величины Ми2 для расчетных сечений ротора необходимо
определять по эпюрам суммарных изгибающих моментов, мето¬
дика 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=К3 [Р„ -Рт + PJ (1 + К/Ъ) ], (11.22)
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
/)т=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 отрица¬
тельна (например, для режима выключения двигателя в полете),
усилие затяжки болта необходимо проверять с учетом вели¬
чины Рт.
Из формулы (11.22) следует, что увеличением податливо¬
сти соединяемых деталей ротора А,д можно существенно
уменьшить потребную силу затяжки болта. Это обстоятельство
учитывают на практике, включая в конструкцию ротора подат¬
ливые фасонные фланцы цапф, пружинные шайбы и т. п., что
дает возможность увеличить А.д 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 осу¬
ществляют по величине удлинения болта, которое можно вычис¬
лить по формуле Д/63=РД6.
С целью улучшения взаимного прилегания соединяемых эле¬
ментов ротора при сборке производят предварительное его обжа¬
тие 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 Рб)
по формуле op = P6/F6 = 4P6/(ndl), гДе d6— диаметр болта,
сопоставляют с пределом текучести материала о02, вычисляя
коэффициент запаса прочности K0.2=oa2/op, который должен
быть не менее 1,5...2,0.
Напряжения смятия в стыках дисков от силы Р„ 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 кон¬
струкции роторов и корпусов рассчитывают в основном так же,
как и соединение центральным стяжным болтом, за исключением
некоторых особенностей. Во-первых, если в соединении исполь¬
зованы 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 пере¬
дают крутящие моменты за счет деформирования на срез и
смятие.
Во-вторых, при определении усилия, раскрывающего стык
фланца ^под действием изгибающих моментов, в качестве ней¬
тральной 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
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; df — 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 момен¬
тов. 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 непод¬
вижных шлицевых соединений (при условии, что в работе участ¬
вуют 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 кон¬
такте 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= (К„Мкр)/(г-гн), где Кп — коэффициент пере¬
грузки зубьев (К„=1,5...2,0); г — число зубьев; г„ — 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 — оц=150...300 МПа.
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
т
(11.23)
11.3. ПРОЧНОСТЬ И УСТОЙЧИВОСТЬ ОБОЛОЧЕК
296
тонкостенные оболочки вращения различных форм (цилиндри¬
ческие, конические, сферические и др.). К оболочкам можно
отнести также тонкостенные валы большого диаметра, применяе¬
мые 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 эксплуа¬
тационных нагрузок, и последующем сопоставлении критериев
напряженного состояния с предельными напряжениями мате¬
риалов.
Для точного определения напряжений в оболочках необхо¬
димо решать известную из общей теории оболочек систему диф¬
ференциальных уравнений восьмого порядка в частных производ¬
ных при соответствующих граничных условиях [53]. Решение
такой задачи представляет значительные трудности даже для
простых форм оболочек. Поэтому на практике для предваритель¬
ных расчетов применяют так называемую безмоментную теорию
оболочек, согласно которой при рассмотрении равновесия эле¬
мента оболочки пренебрегают изгибающими моментами и пере¬
резывающими силами, учитывая только нормальные и касатель¬
ные усилия, вызывающие нормальные напряжения оу, о
(рис. 11.3, а) и напряжения сдвига вдоль граней элемента.
Широкое применение в ГТД получили цилиндрические обо¬
лочки. Безмоментная теория обеспечивает достаточно точные
результаты в сечениях цилиндрических оболочек, удаленных от
фланцев, подкрепляющих элементов и мест приложения нагру¬
зок на расстояние /> 2,5л/R -Ь, где R — радиус оболочки;
6 — ее толщина.
Напряжения растяжения в цилиндрической оболочке, нахо¬
дящейся под действием внутреннего давления рвн, 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
рч=(Рв„-Д)/6- (11.24)
Под действием осевой силы Рх в оболочке возникают напря¬
жения растяжения, определяемые равенством
axv=PJ{2nRb). (11.25)
Напряжения изгиба цилиндрической оболочки, вызванные
приложенными к ее краям изгибающими моментами Ми, опреде¬
ляют в предположении, что действие этих моментов эквивалентно
действию нормальных сил, распределенных вдоль краев обо¬
лочки по закону Nx=Nxmaxsincp, где Л^ах=ЛЦ/(лЯ2); ф —
297
центральный угол (см. рис. 11.3 а). При таких условиях макси¬
мальные напряжения изгиба будут возникать в слоях оболочки,
расположенных в осевой вертикальной плоскости. Величина этих
напряжений равна
оитгх = ± Нхпых/6 = ± MJ{nR2&). (11.26)
Напряжения кручения, возникающие в оболочке под дей¬
ствием крутящих моментов Мкр, приложенных по ее краям в виде
равномерно распределенных сдвигающих усилий с интенсивно¬
стью 5==Л1кр/(2я7?2), определяют из соотношения
TKp=S/6=MKp/(2jt/?26). (11.27)
Температурные напряжения в цилиндрической оболочке при
линейном изменении температуры по ее толщине вычисляют по
формуле [53]
Еа(Т, — Гв„)
— ± 2(1 —То
(11.28)
где Е, а — модуль упругости и коэффициент линейного расшире¬
ния материала оболочки; Ти, Твн — значения температуры на
наружной и внутренней поверхностях оболочки; р — коэффи¬
циент Пуассона.
Для рассмотренного характера распределения температуры
напряжения ахт 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 /(0,2=00,2/стэ. гДе 00,2—
предел текучести материала; стэ — эквивалентное напряжение,
определяемое в соответствии с теорией наибольших касательных
напряжений по соотношению o,=Vct2 + 4т2р, в котором ох=
= о*р + oumax + ст„. Прочность оболочки можно считать доста¬
точной при Ко.2= 1,6...2,0.
Проверка оболочек на устойчивость
Устойчивость оболочки характеризуется ее способностью сох¬
ранять исходную геометрическую форму под действием эксплуа¬
тационных нагрузок и температур. Потеря устойчивости возни¬
кает при нарушении основной формы равновесия оболочки и
сопровождается внезапным резким изменением геометрии: обра¬
зованием вмятин, выпучин, складок и т. д.
Задача расчета оболочек на устойчивость состоит в опреде¬
лении 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 ци¬
линдрические оболочки, имеющие широкое распространение
в ГТД. Расчетные соотношения для величин критических напря¬
жений будем использовать из справочника [54].
Внешнее избыточное давление ри может привести к образова¬
нию в цилинрической оболочке продольных вмятин с определен¬
ным числом волн вдоль окружности (см. рис. 11.3, б). Для обо¬
лочки большой длины критическую величину внешнего давления
где п — число волн в поперечном сечении оболочки . Минимум
критического давления соответствует случаю п=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 напря¬
жение сжатия ст*ж для случая большого числа полуволн вдоль
образующей оболочки находят по соотношению
При такой величине ст*ж длина полуволн будет равна 1Х=
=яУ/?6/'^12(1 — р2), а критическое сжимающее усилие — Я*сж=
= 2яД6ст*ж.
рв определяют по формуле
(11.29)
В
Рис. 11.3. Расчетная схема оболочки (а) и характер ее деформа-
ции при потере устойчивости под действием внешнего давления
(б) и осевого сжатия (в)
299
Потеря устойчивости при кручении цилиндрической оболочки
сопровождается образованием регулярно расположенных по ок¬
ружности 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
1
3V2
Е
(1 — ц2)3/4
(П-31)
Критическая величина крутящего момента согласно формуле
(11.27) равна: УИ*р=2л7?26ткр.
При изгибе оболочки критическое напряжение будет почти
таким же, как и при осевом сжатии, т. е. где величина
стсж определена соотношением (11.30). По известному напряже¬
нию ст* критическое значение изгибающего момента можно
найти, используя формулу (11.26), как М*—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 терми¬
ческих напряжений сжатия. Задачи расчета оболочек на термо¬
устойчивость отличаются, как правило, высокой сложностью и
требуют применения специальных методов для решения диффе¬
ренциальных или интегральных уравнений [48].
Оценку устойчивости оболочек производят по величине коэф¬
фициента запаса устойчивости, вычисляемого как отношение
критической нагрузки к максимально возможной при эксплуата¬
ции двигателя. Этот коэффициент должен быть не менее 1,5...2,5.
При недостаточном запасе устойчивости для оболочек применяют
специальные подкрепляющие элементы: кольца и ребра жестко¬
сти, 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 элемен¬
тов 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. Су¬
щественно их общую напряженность повышают колебания (виб¬
рации) рабочих лопаток и дисков. Достаточно отметить, что
более 50% всех неисправностей рабочих колес, с которыми при¬
ходится сталкиваться в процессе создания и эксплуатации дви¬
гателей, в той или иной форме связаны с их колебаниями. Обес¬
печение необходимой вибрационной надежности рабочих колес —
сложная инженерная задача [4,24, 37]. Решается она на основе
проведения широкого комплекса теоретических и эксперимен¬
тальных исследований, результаты которых используют для
совершенствования конструкции. Теоретический фундамент этих
исследований — теория колебаний [9, 16, 70]. Напомним неко¬
торые ее положения.
Колебательная система с одной степенью свободы. Это —
простейшая система. Пример ее приведен на рис. 12.1, а. Точе¬
чная масса М, закрепленная на свободном конце упругого, без-
массового стержня, может перемещаться лишь в плоскости
чертежа по горизонтальному направлению; поперечная жест¬
кость стержня в точке крепления массы — С. Диссипативные
свойства системы определены логарифмическим декрементом 6.
Если в начальный момент времени система выведена из поло¬
жения равновесия и, затем, предоставлена самой себе, то она
совершает свободные колебания. При —колебания зату¬
хающие, частота их близка к собственной частоте системы
Когда к массе приложена гармоническая сила Q(i) =Qcosm,
где Q и в — соответственно ее амплитуда и частота, то система
совершает вынужденные колебания с той же частотой:
<7(0 =<7cos(to/ — у). Здесь: q — амплитуда вынужденных гармо¬
нических колебаний массы; у — их фаза. Амплитуда колебаний
может быть представлена выражением q = q*%, где q*=—
перемещение массы под действием силы Q, приложенной стати¬
чески, и
— коэффициент динамического усиления (коэффициент дина¬
мичности).
2
1/2
(12.1)
301
(12.2)
Фаза колебаний определяется формулой:
На рис. 12.1 показаны амплитудно- и фазочастотные характе¬
ристики системы. При частоте возбуждения со жр амплитуда
колебаний максимальна, что соответствует резонансному режиму
вынужденных колебаний. На резонансе хрез—; yfe3=-^-.
м
\
\
\
\
1
/7777#7777
О
Q cos cot
Рис. 12.1. Система с одной степенью свободы (а) и
ее амплитудно-частотная (б) и фазочастотная (е)
характеристики
Собственные частоты. В теории колебаний под числом степе¬
ней 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 собственнее
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 частот¬
ном диапазоне. В любом же ограниченном диапазоне частот рас¬
полагается 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 на¬
зывают ее спектром собственных частот.
Собственные формы. Каждой собственной частоте соответст¬
вует своя вполне определенная форма колебаний, характеризуе¬
мая определенным распределением амплитуд колебаний
масс, т. е. независимо от абсолютной величины амплитуд сохра¬
няется вполне определенным их соотношение для любой пары
материальных точек. Различным собственным частотам системы
соответствуют отличающиеся собственные формы.
Совокупность всех собственных частот и отвечающих им
собственных форм системы именуют спектром собственных коле¬
баний.
В общем случае свободные колебания системы могут совер¬
шаться 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 ко¬
лебания происходят с одной собственной частотой, отвечающей
этой форме колебаний. Каждое собственное колебание систе¬
мы — динамическое проявление одной из ее степеней свободы.
Опасные колебания. К колебаниям, с которыми приходится
считаться как с опасными, способными нарушать работоспо¬
собность конструкций, относятся резонансные колебания и авто¬
колебания.
Резонансные колебания проявляются тогда, когда частота
внешней периодической силы совпадает с той или иной из собст¬
венных частот системы. В реальных конструкциях может прояв¬
ляться 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 — самовозбуждающиеся колебания. Они мо¬
гут 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 положи¬
тельной, так и отрицательной. Развитие автоколебаний возможно
при положительной обратной связи, при которой энергия ста¬
ционарного 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 рабо¬
чем колесе и его разрушением. Возможность возникновения
автоколебаний должна быть исключена на любых режимах ра¬
боты двигателя. Это обеспечивается при его доводке.
Существенно, что как резонансные колебания, так и автоколе¬
бания просходят с частотами близкими к тем или иным собствен¬
ным частотам, а формы колебаний при них близки к соответст¬
вующим собственным формам. Это обстоятельство предопределя¬
ет важность правильной ориентации в спектрах собственных дви¬
жений 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 укреплен¬
ных 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 соб¬
ственных форм лопатки, представленная рисунками узловых
линий, которые разделяют области с перемещениями противопо¬
ложных знаков. Число т указывает на число пучностей колеба¬
ний 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 (« = !) 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 пласти¬
ночными или сложными.
Таблица форм может быть неограниченно продолжена как в
сторону увеличения числа ш, так и числа п. Каждой форме
колебаний лопатки соответствует своя вполне определенная
собственная частота ртХп (если она измерена в герцах, то /тХ„=
304
= и"‘—) • Собственные частоты всегда возрастают с увеличением
2л
как т, так и п.
Рис. 12.2. Структура спектров собственных форм колебаний
консольной лопатки
7*7
2*7
5*7
Рис. 12.3. Формы изгибных колебаний лопатки:
1X1, 2X1, 3X1—первая, вторая и третья формы
Рис. 12.4. Формы крутиль¬
ных колебаний лопатки
(1X2) (2X2)
На рис. 12.5 приведены, как пример, собственные формы и
отвечающие им собственные частоты реальной лопатки компрес¬
сора, 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 кон¬
сольных лопаток и других типоразмеров.
Заполнение таблицы собственных форм сопровождаемое пост¬
роение 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) пере¬
числяет формы колебаний, соответствующие преимущественному
перемещению колеблющихся масс лопатки в направлениях нор¬
мальных к ее срединной поверхности (нормально к хордам). Та¬
кие 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 опас¬
ные резонансные режимы и устанавливать причины их возникно¬
вения, если они проявились на работающем двигателе.
Разработаны эффективные теоретические и эксперименталь¬
ные методы определения собственных форм и частот лопаток
[24]. В практической деятельности они органично дополняют
друг друга.
Распределение амплитуд напряжений при колебаниях с раз¬
личными собственными формами. Обратимся к примеру изгибных
колебаний консольного стержня с прямой осью. Пусть он совер¬
шает колебания в направлении минимальной жесткости (рис.
12.7). Перемещения точек оси стержня в любой момент времени
при его колебаниях с собственной частотой р,п и начальной фазой
ут описываются, выражением: q(x, i) = q„1(x)cos(pmt-\-yn!), где
qm(x)—распределение амплитуд колебаний по длине стержня,
которое характеризует собственную форму. Относительное рас¬
пределение амплитуд у стержня, колеблющегося с данной соб¬
ственной частотой рт, не зависит от абсолютной величины разма-
306
20*
307 ■
пектр 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 собст¬
венную форму удобно представить в виде безразмерной функции:
qm (х) =— , где qm{L) —абсолютная величина амплитуды
колебаний свободного конца стержня (x—L), которая, так, же,
как и начальная фаза ут, зависит от начальных условий, выз¬
вавших колебания. Нормированная собственная форма и соот¬
ветствующая ей собственная частота от начальных условий не
зависят.
Рис. 12.6. Спектр собственных частот лопатки
компрессора (частотные кривые)
Направление
минимальной жесткости
Рис. 12.7. Колебания стфжня
Каждой собственной форме однозначно отвечает определен¬
ное распределение относительных амплитуд изгибающих момен¬
тов и, соответственно, определенное распределение относительных
308
амплитуд напряжений (рис. 12.8). Для различных собственных
форм места максимума амплитуд переменных напряжений
различны.
Частоты
Pi*i
Р.
2*7
Р3*1
Распределение
амплитуд
перемещений
<КХ)
,
!
<
Г7
Распределение
амплитуд
напряжений
с?(х;
Е
Рис. 12.8. Характер распределения амплитуд перемещений и напряжений
Для реальных лопаток определения амплитуд напряжений
на различных собственных формах обычно производится экспе¬
риментально в лабораторных условиях путем последовательного
возбуждения резонансных колебаний лопаток, соответствующих
различным собственным частотам. Измеряются напряжения
тензорезисторами, для этого на лопатках размещается доста¬
точное 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 максималь¬
ных толщин профилей. Распределение напряжений нормировано
делением на величину их максимальной амплитуды. Противопо¬
ложность знаков напряжений означает противоположность фаз
их изменения.
Возникновение усталостных трещин при резонансных коле¬
баниях наиболее вероятно в местах максимума амплитуд напря¬
жений. На рис. 12.10 показан спектр усталостных трещин, полу¬
ченный экспериментально на серии однотипных лопаток (см. рис.
12.5) путем возбуждения интенсивных резонансных колебаний
их по различным собственным формам.
Получение информации о распределении амплитуд перемен¬
ных напряжений — необходимый этап в комплексе работ, связан¬
ных с обеспечением вибрационной надежности лопаток.
309
+w
DHHrWJ
310
Рис. 12.9. Распределение напряжений при колебаниях рис. 12.10. Спектр поломок (усталостных треи^ин)
лопаткн по второй крутильной форме. Частота f2x 2= компрессора. Пунктиром подчеркнуты трещины со
= 2520 Гц 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 попе¬
речным сечением по его длине определяются формулой [9.70]:
Рт =
(12.3)
Здесь: ат — корни уравнения частот, зависящие от условий зак¬
репления стержня (граничных условий) и порядкового номера
собственной частоты (т= 1,2,3...); L — длина стержня; F и
J — соответственно площадь и главный момент инерции (отно¬
сительно оси нормальной плоскости колебаний) поперечного
сечения; Е и q — модуль упругости и плотность материала стер¬
жня. В частности, для консольного стержня с жестким защем¬
лением корни уравнения частот: а! = 1,875, а2 = 4,694, а3=7,855
и при т> 3 ат ~ ^т—^ л.
Представим приведенную формулу в виде трех сомножителей:
рт=ШтТ. (12.4)
Они зависят: /(=1/7, — от абсолютных размеров; Rm — от по¬
рядкового номера частоты, условий закрепления и соотношения
геометрических размеров (для стержня с постоянным попе-
(lffl / J п / ^ \
речным сечением по длине Rm=-£^y—=aml— I, где г — ра¬
диус инерции поперечного сечения); Т=V£/e — от материала
стержня (при нормальной температуре для стали 7’~5,14-
• 103 м/с; алюминиевые и титановые сплавы- имеют близкую
величину Т). Формулы для определения собственных частот лю¬
бых линейно упругих тел, а в частности и для лопаток сложных
геометрических форм, имеют аналогичную структуру.
Видно, что собственные частоты лопаток при сохранении гео¬
метрического подобия и условий закрепления обратно пропор¬
циональны их абсолютному размеру. Увеличение модуля упру¬
гости материала, так же, как уменьшение его плотности, приво¬
дит 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 современ¬
ных ЭВМ.
Собственная частота первой формы изгибных колебаний кон¬
сольной жестко защемленной лопатки с изменяющимся по длине
поперечным сечением приближенно может быть найдена по при¬
веденной 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
Rm =
/г,=-£уТД, где X=
Здесь ink — номера участков (от корня к периферии: 1,2,3.4,5);
Fi и Jk — 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 — L = 18,5 см; площади (в см2) и моменты
инерции (в см4) поперечных сечений приведены в соответствую¬
щих графах табл. 12.1.
Таблица 12.1. Определение величины X
V
Л
1
2
3
4
v (i — kf
L h
k= 1
Fi
k^l
h
0,081
0,058
0,029
0,017
5
(5— kf
h
197,5
154,9
137,9
60,2
550,5
0,936
515,3
4
(4 -kf
h
111,1
68,8
34,5
X
214,4
1,325
284,1
3
(3 -kf
h
49,4
17,2
X
X
66,6
1,728
115,1
2
(2 -kf
h
12,4
X
X
X
12,4
2.131
26,3
Величина R, -|УТ -щУ^-4.406.
Собственная частота pl = /(RlT==-i~-\0~2-5,l4-105=
, 10,0
*=940,8
-JUcmI
10 2.
1224 1/c;
'■ЧН194*8 г«-
К числу факторов, приводящих к изменению собственных час¬
тот 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 L, которой упруго защемлен
в жестком диске и несет сосредоточенную массу М на, свободном
312
конце. Жесткость защемления (моментная) задана коэффициен¬
том 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:
Р=устж_уз:
При отклонении массы от равновесного положения поперечной
силой Q на величину q в месте защемления будет действовать
упругий восстанавливающий момент N—LQ = LCq. При враще¬
нии диска с частотой Q на массу действует центробежная сила
Рц=М(г-\-Ь) Q2, которая создаст дополнительный восстанавли¬
вающий момент АЛ/=РЦ q, что эквивалентно возрастанию попе¬
речной жесткости на величину AC=Q2M(r-\-L)/L. Соответ¬
ственно эквивалентная поперечная жесткость будет СЭ=С + ЛС,
собственная частота вращения в условиях вращения, которую
часто называют динамической, определится формулой:
Рд=‘Vw=-V"(12.5)
Рис. 12.11. Влияние вращения на собственные частоты:
а простейшая модель лопатки; б — зависимость коэффициен¬
та В для первой формы изгибных колебаний лопатки от отно¬
сительного диаметра втулки рабочего колеса
313
Для реальных лопаток влияние вращения на их собственные
частоты приближенно описываются формулой того же вида. Од¬
нако величина коэффициента В будет другой, зависящей от
конкретных соотношений геометрических размеров лопатки и
формы колебаний ее. На рис. 12.11, б приведен график, по кото¬
рому можно приближенно оценить значения коэффициента В
для первой формы изгибных колебаний лопатки в зависимости
от отностительного диаметра втулки рабочего колеса йш и клино-
— Fo
видности лопатки F =~б~, где F0 и FK— площади поперечных
г к
сечений лопатки, соответственно, в концевой и корневой ее ча¬
стях.
Наиболее велико влияние вращения на частоты первой и вто¬
рой 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 при¬
нята 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
Pa—VBQ.
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 (штрихо¬
вые линии). Собственная частота второй формы шарнирной
лопатки при отсутствии вращения уже не равна нулю, и при
колебаниях ее по такой форме действуют переменные напряже¬
ния. С увеличением порядкового номера частот влияния шар-
нирности закрепления интенсивно ослабевает и колебания мало
отличаются от колебаний аналогичной лопатки с жестким защем¬
лением.
Надо отметить, что при креплении лопаток в диске посред¬
ством хвостовиков типа «ласточкин хвост» и елочного типа их
посадка часто осуществляется с зазором. Однако уже на малых
частотах вращения действием центробежных сил эти зазоры вы¬
бираются, 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 су¬
щественно 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 фак¬
тора; центробежные силы их повышают, а увеличение температу¬
ры 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 взаимо¬
действие особенно ярко проявляется, когда диски имеют облег¬
ченную конструкцию, а также при использовании кольцевых
бандажных связей между лопатками. Взаимосвязанность коле¬
баний лопаток и диска приводит к необходимости рассмотрения
колебаний лопаток рабочего колеса как единой упругой систе¬
мы [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 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, осе¬
симметричным оболочкам и т. д.), для которых порядок сим¬
метрии 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 ну¬
меруются числами £=0,1,2,... (S — I). Всего различных перио¬
дов — S. Одинаковые точки различных периодов — сходственные
точки, которые располагаются на окружности того или иного
2я
радиуса с центром на оси симметрии равномерно с шагом —.
Направления, совмещающиеся при мысленном совмещении раз¬
личных 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 ампли¬
туд перемещений сходственных точек по сходственным направ¬
лениям всегда подчинено равномерно-дискретному гармониче¬
скому закону с тем или иным целым числом волн т по окружно¬
сти тела, что аналитически выражается:
q)n(k) — qil>cos(m<pk) либо q%](k)=-^2)cos(m<p*+4p), (12.6)
где £=0,1,2,..., (S—1)—номер сходственной точки; ф*=
2л.
=~-k — центральный угол, определяющий положение £-й
сходственной точки; (£) и q„’ (£)—амплитуды ее перемеще-
316
ний по выбранному сходственному направлению; р*,1' и q(„f'— ам¬
плитуды волн. Эти выражения одновременно справедливы
для любой совокупности S сходственных точек, когда колебания
совершаются с данным числом волн т.
С х адстВенные 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 усло¬
вием:
(12.7)
Целым числам т вне этого диапазона отвечают, как следует
из выражений (12.6), тождественно повторяющиеся результаты.
3. Каждому числу волн т, из
О <т<4> (12.8)
отвечают пары независимых собственных колебаний, описывае¬
мых выражениями:
(k,t) ^^’cosfmqy) •cos(pi1)( + Тш') Г
(k,t) = pm’cos^/mp*-|—^cos(p^2)t-f-142)), (12.9)
которые имеют совпадающие собственные частоты p^u— р,(,2) =
=Pm• Такую собственную частоту р,„ называют двукратной соб¬
ственной частотой. Амплитуды волн q^], q%] и начальные фазы
317
Ym\ Ут] этих колебаний определяются конкретными начальными
условиями, вызвавшими колебания. В общем случае начальных
условий собственные колебания с двукратной собственной ча¬
стотой представляются суперпозицией (суммой) двух независи¬
мых колебаний (12.9):
Я(т (М)+<7т* №Л) =q]n cos(mcpt) cos (pj+у(")+q%] cos (пирфг
+ f)-cos (pJ + rL2')- (12-10)
Двукратность собственных частот, присущая спектрам пово¬
ротно-симметричных тел, отражает физически важный факт
возможности динамического проявления одновременно двух сте¬
пеней свободы при колебаниях с такой собственной частотой.
В обычном случае колебание с той или иной собственной часто¬
той — 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 =====
==<7oCOs(p0^-(- yf|), т. е. все сходственные точки перемещаются
синфазно с равными амплитудами. Это, как иногда называют,-
С
«зонтичные» колебания. При т=— (S — четное число)
— Я.чМкЛ) = <7^/2 (— l)*cos(ps/2^ + y5/2), и любая пара соседних
сходственных точек движется в противофазе, имея равные по
абсолютной величине амплитуды.
4. Если поворотно-симметричное упругое тело имеет распре-
5
деленную по его объему массу, то каждому т, из О^т^— от¬
вечает неограниченное множество собственных частот различных
по величине (при тф0 и тф — они все двукратны). Всем
этим частотам соответствуют различающиеся собственные
формы, но имеющие одно и то же число окружных волн т.
Проиллюстрируем особенности собственных колебаний пово¬
ротно-симметричных систем на примере осесимметричного диска.
Собственные колебания осесимметричного диска. Будем рас¬
сматривать изгибные колебания диска, при которых его элемен¬
тарные массы перемещаются в направлении оси симметрии. Та¬
кие колебания с практической точки зрения наиболее опасны.
В таблице на рис. 12.14 показана структура спектра соб¬
ственных 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 поряд¬
ком поворотной симметрии S = oо, 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 последова¬
тельность, 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 частота¬
ми аналитически может быть представлена выражениями
<71,п(Пф,0 =<7т,« ■ Ят,п (г) cos (пир) ■ cos (р mnt + у ,<,'),) \ ( I2.1 1 )
я\п .1 (ПФ,7) = <7ш,п * qmJr) cos^rmp + -^-)cos (pmJ + у^п).
Здесь qlti(r,<p,l) и q{m]n(r,<p,t) функции, определяющие отклоне¬
ния точек колеблющегося диска от положения равновесия в
любой момент времени t, г и ф — полярные координаты точек
(ф — текущее значение центрального угла, взамен дискретных
значений рш „ = р^„ = р^),1 — двукратная собственная
частота; qmtt(г) — безразмерная функция, характеризующая рас¬
пределение относительных амплитуд по радиусу диска (нормиро¬
вана делением амплитуд на амплитуду перемещений на наруж¬
ном радиусе); дЩ; дЩ и у^Ц; у(^п — соответственно амплитуды
волн на периферии диска и начальные фазы двух независимых
319
колебаний, зависящие только от начальных условий. Собствен¬
ные частоты рт„ и безразмерные функции qmn(r) зависят только
от конкретной геометрической формы диска, способа его закреп¬
ления и целых чисел тип, но не зависят от начальных условий.
Собственные частоты определяются формулой, аналогичной
формуле (12.4):
pm,n=KRm.J, (12.12)
1 / Е I
где К=—; Т—Л/ —; R—наружный радиус диска;
К v в 12(1— [х )
р — коэффициент Пуассона. Сомножитель Rmn безразмерен,
зависит только от чисел т, п и от относительных геометрических
размеров диска. Для диска постоянной толщины, защемленного
в центре RmM = a2mJ^^, где h — толщина; несколько первых
значений величины а2тприведены в табл. 12.1 [70].
\ m
0
1
2
3
n
0
3,75
3,42
5,39
12,49
l
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 фиксирован¬
ным п, соединены непрерывными плавными линиями (частотные
функции).
Характер протекания функций qmjl(r), определяющих зави¬
симость относительных амплитуд перемещений от радиуса, ил¬
люстрирует 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 собствен¬
ной частотой ртп будет суммой двух независимых колебаний,
заданных соотношениями (12.11):
qm.n(r,q>,t) =qm?n(r,<v,t) + q<mAr^t)- (12.13)
Если, например, начальные условия таковы, что
Ут!п=Ут!п = Ут.п, то из (12.13) и (12.11) следует:
ЯтЛГ’Ч>’*)= qm.nqm.n(r) C°s(m<P + ^)COS (pmJ + Ym,n).
320
где
, 0<2>-
q,n.n=V (<7m.«)2+ (<7m,!.)2; tp=arctg-^f.
Qm.n
Это колебания со 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 то¬
чек, лежащих на окружности любого радиуса, распределены
по гармоническому закону.
Рис. 12.15. Характер зависимости собственных ча¬
стот колебаний диска от чисел тип
п= О
п~1
П— 2
Рис. 12.16. Характер распре¬
деления амплитуд по радиусу
диска
21 Зак. 4527
321
В другом частном случае начальных условий, когда
Ym.’1=Ym.),!±-§- и qnl = q(m.n=qm.n, из выражения (12.11)
следует qm<n(r,q>,t) =q„^qm.n(r)^ [™р± (у^ + Р,пД)] - Такое
колебание — колебание с бегущей цепью волн. Определим часто¬
ту вращения волн относительно диска. Для этого зафиксируем
величину отклонения <7т,„(г.фТ), положив, например, т<р±
± (ym!n + Pm,J) = Jt/2. Отсюда, найдем:
Qe=-^-=±—. (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 ф.
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 одновре¬
менно 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 соответ¬
ствуют двукратные собственные частоты. На рис. 12.17 показаны,
как пример, совмещенно рисунки узловых линий двух незави¬
симых 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 раз¬
личными. На рис. 12.18 приведен результат подобного экспери¬
322
мента, когда на край диска крепилась небольшая сосредоточен¬
ная масса. После ее установки проявились две аналогичные фор¬
мы колебаний с различающимися собственными частотами. Одна
из частот упала, ей отвечала собственная форма с расположе¬
нием сосредоточенной массы в центре одной из пучностей;
другая не изменилась и ей соответствовала форма с расположе¬
нием массы на одном из узловых диаметров. Неизменность вто¬
рой частоты вызвана тем, что масса, располагаясь в узле, в коле¬
бания не вовлекалась, но в первом случае она в них участвовала
и понижала собственную частоту. Нарушение симметрии фикси¬
рует окружное положение узловых диаметров относительно
диска.
f= f(1) = 380 Гц
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 пере¬
мещения масс лишь в окружном направлении, т. е. каждая из
масс имеет одну степень свободы, а вся система, соответ¬
ственно, 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 предопределе¬
на постановкой между соседними массами S упругих связей с
одинаковой продольной жесткостью Сс. Такая поворотно-сим¬
метричная 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—р Сл<7/;ТС, (qk— qk 1) ~\~Cc(qk <7*+i)=0, (12.15)
где k = 0,l,2,..., (S—1) и qk—перемещение k-й массы.
В силу поворотной симметрии системы окружное распределе¬
ние амплитуд подчинено равномерно-дискретному гармони¬
ческому закону, и собственные колебания с той или иной собст¬
венной частотой опишутся, как это видно из, например, первого
соотношения (12.9), выражением: qk = qmcosmq>kcos(pmt-\- ут).
Подставляя его в уравнение (12.15) с учетом того, что qy=—k
2л
ф/г_ь ,=—(k ± 1), после простейших тригонометрических преоб¬
разований, получим
[ — Мр2т + Сл + 2Сс ( I — cos т~-^ J qm cos m^-k cos (pmt + Vm) =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 (12.16)
где — собственная частота изолированной лопатки;
Как видно, собственные частоты зависят от числа
С-
2 С..
окружных волн т. Соответственно возможна реализация форм
собственных колебаний с числами волн, определяемых условием
(12.7). т. е. ОПодстановка в формулу (12,16) других
чисел т, не принадлежащих указанному диапазону, даст повто¬
ряющиеся 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 S=24. Все собственные частоты, за исклю¬
чением отвечающих т=0 и т=12,— двукратные. Им соответ¬
ствуют колебания с одинаковым числом волн, описываемые
парой выражений вида (12.9). Общее число собственных частот
с учетом их двукратности равно порядку симметрии S=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 часто¬
ты 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 совокупно¬
сти 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 фО) 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 одно¬
временном наблюдении за перемещениями совокупности дискрет¬
но расположенных сходственных точек по сходственным направ¬
лениям.
Рабочее долесо 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 ста¬
новится равным S. Однако теперь в силу распределенности мас¬
сы по объему системы в отличие от рассмотренной выше про-
S
стейшей модели каждому числу волн из О^т^— будет отве¬
чать не одна собственная частота, а неограниченное число разли¬
чающихся по величине собственных частот, т. е. взамен одной ча¬
стотной функции появится их неограниченное множество.
Проследим за качественной картиной формирования спектра
собственных колебаний рабочего колеса с консольными лопат¬
ками. 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 изолиро¬
ванной 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 коле¬
баниях участвуют и жесткие лопатки.
Спектр рабочего колеса имеет определенные признаки,
свойственные объединенному спектру парциальных систем. На
рис. 12.22 приведен типичный спектр собственных частот рабо¬
чего колеса осевого компрессора. Собственные частоты дискретно
326
располагаются, соответствуя целым значениям т, на непрерыв¬
ных 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 пар¬
циальных подсистем вызвано связанностью колебаний лопаток и
диска. Оно проявляется в виде характерной взаимной интерфе¬
ренции 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 спо¬
койном диске; формы их колебаний близки к соответствующим
формам изолированных лопаток. В зонах интерференции одно¬
временно 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
Рис. 12.23. Влияние вращения на собственные частоты
рабочего колеса компрессора:
сплошные линии ис=100 с-1, штриховые линии пс=О
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 лопа¬
ток. _Г1о поверхностям стыка полок соседних лопаток при коле¬
баниях возможно их' взаимное проскальзывание, поэтому угол
скоса контактных поверхностей может сильно влиять на соб¬
ственные 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 получе¬
ны экспериментально на работающем двигателе.
ззо
Отметим, что на рис. 12.21 ... 12.26 показаны не все возмож-
ные числа волн из О^т^—. Числам волн из 0<т<у отве¬
чают множества различающихся по величине двукратных соб¬
ственных частот. Особенности колебаний с такими двукратными
собственными частотами проиллюстрированы выше на примере
осесимметричного диска. Числам т=0 и т=— (если S — чет¬
ное число) отвечают множества однократных собственных ча¬
стот.
О Z 4 В 8 ю т
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 коле¬
баний. Резонансные колебания — частный случай вынужденных
колебаний, когда частота внешней гармонической силы, вызы¬
вающей 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 увеличи¬
вается 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 распре¬
делена возбуждающая сила.
Интенсивность резонансных колебаний зависит от ряда фак¬
торов. 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 распреде¬
ленных нагрузок:
Q U) = Q7Qi U) + Q2Q2U) +-+QM*) - (12.17)
Здесь каждая из составляющих нагрузок, будучи статически
приложенной к стержню, вызывает его деформацию, в точности
совпадающую с распределением, которое свойственно распреде¬
лению амплитуд перемещений стержня при его колебаниях по
соответствующей собственной форме. Сомножители Qm(x) опре¬
деляют относительное распределение нагрузки, а сомножители
Qm характеризуют ее абсолютную величину. Эти составляющие
нагрузки называют собственными нагрузками.
Рис. 12.27. Прогиб стержня под действием ста¬
тической нагрузки
Физически собственная нагрузка — это нагрузка с распреде¬
лением, совпадающим с распределением сил инерции, приложен¬
ных 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 на¬
грузки Q (х) могут быть разложены в ряд по собственным
формам:
q* (x)=qlql(x) ■■■-\-qmqm(x) (12.18)
где qm(x)—функции, характеризующие относительное распре¬
деление перемещений (нормированные собственные формы)
и qm — величины, определяющие абсолютные значения со¬
ставляющих прогиба. Каждая из составляющих нагрузки одно¬
значно 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
to, т. е. Q(x,t) =Q(x)cosa>t, где Q(x)—распределение амплитуд
внешней нагрузки по длине стержня. Если, например, распреде¬
ление амплитуд внешней нагрузки таково, что оно совпадает с
собственной нагрузкой Q(x) =QmQm(x), то стержень будет
совершать вынужденные колебания подобно системе с одной сте¬
пенью свободы (см. формулы (12.1) и (12.2), а также рис. 12.1):
q(x,t) = q*mqm (х) x,„cos (cot — ym), (12.19)
где
--{[■-шТ+Ф’ш'Г
tgV„=-^-[l - (£-)] ' (12.20)
— соответственно коэффициент динамического усиления и фаза
вынужденных колебаний. На резонансе при ы=р,п вынужденные
колебания опишутся выражением:
*7рез(-*>0 g cos ypmt 2/ (12.21)
В произвольном случае распределения амплитуд возбуждаю¬
щей нагрузки вынужденные колебания представятся суммой:
оо
q(x,t)= £ qllqm(x)Kn,cos((£>t — ym). (12.22)
m— 1
Отсюда видна роль распределения и абсолютной величины
возбуждающей нагрузки, а также диссипативных свойств
системы, характеризуемых логарифмическими декрементами
333
колебаний 6m, которые в общем случае отличаются для раз¬
личных 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 ©=рт. Если же распределение
возбуждающей нагрузки таково, что в ее разложении отсут¬
ствует эта составляющая, т. е. Qm=О и, соответственно,
qm—0, то и при со=р„, резонансные колебания не проявятся.
Таким образом, степень интенсивности тех или иных резо¬
нансных колебаний зависит от величины и распределения воз¬
буждающей 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, нарушаю¬
щие 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(y*)=N0+ £ N,„.cos(твф* -f-kmJ, (12.23)
тв= 1
где Nnie — амплитуда гармоники; ф* — центральный угол,
отсчитываемый в направлении вращения ротора; тв — номера
гармоник (целые числа). По отношению к рабочему колесу,
вращающемуся с частотой Q, эта неравномерность трансформи¬
руется в динамическую, изменяющуюся во времени нагрузку
вида:
сю
<2(ф + ^)=фо+ ]Г QmBC0S 1^В(ф+ Qt) +6mJ •
Здесь: Q— амплитуда силовых гармоник; ф*=ф + Ш; ф —
центральный угол в системе координат, вращающейся с рабочим
колесом.
Каждая гармоническая составляющая (принято ниже —
q,„b=0, что не искажает существа дела):
Qm,W)=Qm cos[mB (ф+Ш)] (12.24)
— цепь силовых волн, бегущих относительно рабочего колеса с
частотой П в сторону, противоположную его вращению. Такая
334
бегущая цепь волн может быть представлена в виде суммы двух
составляющих (разложением косинуса суммы двух углов):
QmB(<P,0 = Qffl ’ (ф.О + Qm' (Ч>,0 .
(12.25)
где
.= (■>
Qm, = Q,„ cos (твф) cos (mBQt);
(12.26)
Qm,' = c°s (mu<P+^-)cos (mbQt~-j-y (12.27)
t. e. каждая гармоническая составляющая стационарной окруж¬
ной неравномерности вызывает одновременное силовое воздейст¬
вие на вращающееся рабочее колесо двух динамических нагру¬
зок указанного вида с совпадающими частотами возбуждения,
равными (o=mBQ. Окружное распределение амплитуд гармони¬
ческое с одинаковым числом волн тв «привязано» к вращаю¬
щемуся колесу, но одна цепь волн сдвинута относительно
другой в окружном направлении на угол
2т,
(четверть волны).
Во времени действие этой пары нагрузок сдвинуто относительно
по фазе на четверть периода гармонического воздействия (А/=
где Т=
2л
m, Q
)
Существенно, что каждая из пары нагрузок способна выз¬
вать, в соответствии с отмеченным выше, только вынужденные
колебания рабочего колеса с числом окружных волн m=mB по
паре независимых форм колебаний с совпадающими собствен¬
ными частотами pm=pj')=p'£)J т. е., например, для осесим¬
метричного диска, согласно формулам (12.11)
0L^^L)(<f,0= ^mxmcos(nup)cos(rnQt — yj;
Q
(2) 42)
*(>i
*(2)
(12.28)
-9m'(q>.0=9>mcos (/ncp + -|-)cos (mQt — ym—2-^
(12.29)
где: q,„—qm'—<hn—амплитуда волн статической деформации
диска под действием цепи силовых волн с амплитудой —
— Qm] = Qm-, приложенных статически (характеризует, абсолют¬
ную величину возбуждающих сил); коэффициент динамического
усиления xjn,>=x^>—xm (см. формулу (12.20); учтена поворот¬
ная симметрия, т. е. р
,(2) .
(I).
= Рт)=Р»
6<»=6'2>=б )• ■»(» =
u«i ии um7 ■> Ym
'Vm'—Vm — фаза вынужденных колебаний. Здесь индекс п,
так же, как безразмерная функция qmtll(r), опущены, поскольку
для выявления основных особенностей возбуждения цепью бегу-
335
щих силовых волн конкретное распределение нагрузок и переме¬
щений по радиусу диска не является существенным.
Сумма указанных двух независимых вынужденных колебаний
будет:
<7ш(<Р.О=<71П(ф.*) +<7ш>(ф,0 =<7>mcos[m((jp + £M) — ут]
(12 ДО)
— это вынужденное колебание в виде цепи назад-бегущих отно¬
сительно диска волн. Резонанс наступит при выполнении условий
tnBQ—pm и, на что особо обратим внимание, при тв=т. На
резонансе
<7,Дф>0 =<7m-^cos^rn((p + H*) —|-], (12.31)
так как ят=~ и ут=~. Частоты вращения диска Q—-^-
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 ук=Щ-к.
Таким образом, для проявления резонанса необходимо
одновременное выполнение условий mBQ—pm; тв=т. Целое
число тв называют номером гармоники возбуждения, а величину
Qmее амплитудой. Наиболее сильны гармоники с номерами,
равными числу элементов конструкции, пересекающих проточную
часть (например, число силовых стоек опор, лопаток направ¬
ляющих аппаратов и т. п.).
Для графического выявления возможных резонансных режи¬
мов строят резонансные диаграммы. На рис. 12.28 такая диаграм¬
ма 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 ы — 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 собствен¬
ных частот которого дан на рис. 12.22 и 12.23 (показаны не все
собственные частоты, точки резонансов соединены жирной ли¬
нией). На рис. 12.30 показана резонансная диаграмма рабочего
колеса турбины с полочным бандажированием (линии собствен¬
ных частот не нанесены, точки резонансов соединены).
336
337
22 Зак. 4527
Подчеркнем, что каждому резонансному режиму соответству¬
ют два одновременно наступивших резонанса по двум не¬
зависимым 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 mB=m, совершая
гармонические колебания с частотой со = mBQ=pm, амплитудой
—— и относительным сдвигом фаз между соседними точками
л 2л
Ау=—тв.
Рис. 12.30. Резонансная диаграмма рабочего колеса
турбины (показана возможность мультирезонансов)
В заключение отметим, что возможны особые резонансы
(мультирезонансы), когда одной частоте вращения соответ¬
ствует 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 мно¬
жество 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 эксплуатацион¬
ных режимов двигателя (частоты вращения роторов, высота и
скорость полета, положение органов регулирования); 2) со¬
поставить 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 режи¬
мы, сопоставляя коэффициенты запаса с предписанными нор¬
мами 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, дей¬
ствующих 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 досто¬
верностью как величины и распределения возбуждающих колеба¬
ния динамических нагрузок, так и диссипативных (демпфи¬
рующих) свойств конструкции в рабочих условиях. Основной
путь — экспериментальное определение действующих перемен¬
ных напряжений на работающем двигателе при соответствую¬
щем 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, разме¬
щенного на рабочем колесе, через токосъемник 2, служащий
для передачи сигнала с вращающегося ротора, подается на
тензометрический усилитель 3 и, затем, к регистратору 4. Ре¬
гистрация осуществляется магнитоэлектрическими (шлейфовы¬
ми) 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 наблюде¬
ние за динамическим процессом в темпе эксперимента ведется
с помощью электронных осциллографов. Вся измерительная
цепь тарируется.
В диапазоне частот вращения (роторов) резонансы фикси¬
руются по максимумам амплитуд измеряемых напряжений.^ На
каждом из резонансов динамический процесс регистрируется за¬
писью тензограммы (рис. 12.32). Помимо динамического процес¬
са (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
At (например, Д^=0,01 с; соответственно частота отметчика
/о™=-^-=Ю0 Гц). Если на отрезке тензограммы длиной
Atrr, где гт — число интервалов между отметками времени,
укладывается гп циклов изменения периодического динами¬
ческого процесса, то период и частота колебаний будут:
T=At— и /„=—=—^отн. Аналогично определяется частота
^ Т
Q г с
вращения ротора п——=—/отш где г — число интервалов
д гт F
между отметками оборотов на отрезке Atrx. Соответственно,
Г
номер гармоник возбуждения — пгв=— (целое число).
Гп
Рис. 12.32. Тензограмма динамического процесса (осцил¬
лограмма)
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 а,, в месте,
где расположен тензорезистор, определяется по амплитуде
динамического процесса, зарегистрированного гензограммой,
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 напря¬
жения определяют по величине измеренных в результате пересче¬
та 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 сим¬
метрии 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 соб¬
ственными частотами, и дает наблюдаемый окружной раз¬
брос, который бы отсутствовал в случае строгой симметрии
[28]. Поэтому, определяя максимальные резонансные напряже¬
ния, 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 оа, 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 различать¬
ся. 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 раз¬
личные 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 выносливо¬
сти на тех формах и частотах колебаний, которым может быть
обязано усталостное разрушение.
Запас прочности при переменных напряжениях с учетом ста¬
тической составляющей (асимметричный цикл) оценивают по
а а , — г)ю
формуле Kv=—= , где оа — предел выносливости при
СУу Су
асимметричном цикле; o_t — предел выносливости при сим-
метричном цикле; от — среднее (статическое) напряжение
цикла; ф — коэффициент влияния среднего напряжения (для
сталей: ф=0,2...0,35; для титановых сплавов: ф = 0,4); ov —
максимальная амплитуда переменного напряжения, действую¬
щего в конструкции.
Минимальные коэффициенты запаса прочности для лопаток
компрессоров и турбин составляют Kv=2...3. Поскольку сущест¬
вует 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 рас¬
сматривать как случайную величину [24, 35].
Пути борьбы с опасными резонансными колебаниями рабочих
колес. Если коэффициенты запаса имеют величину ниже реко¬
мендованной 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 пере¬
сечением кольцевой проточной части такими элементами кон¬
струкции, 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 стой¬
ками, расположенными равномерно по окружности, то наиболее
вероятным источником возбуждения являются эти стойки. Сило¬
вые стойки вносят возмущение, распространяющееся более глу¬
боко по потоку и менее глубоко против потока. Известны приме¬
ры, 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 пони¬
жение скорости натекающего на них потока, уменьшает окруж¬
ную 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 резонан¬
сные 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 расста¬
новку неподвижных лопаток также используется для снижения
интенсивности возбуждения. Есть примеры, когда неподвижные
лопатки устанавливаются наклонно к радиусу. Это — воздейст¬
вие на радиальное распределение возбуждающих сил, действую¬
щих на рабочую лопатку. При таких условиях аэродинамический
«след» проходит не одновременно через верхнюю и нижнюю
части лопатки. Следствие — составляющая в радиальном распре¬
делении 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 направ¬
ляющих лопаток провоцирует срывы, увеличивая глубину и
ширину аэродинамических «следов», и, как следствие, повышает
интенсивность возбуждения на нерасчетных режимах работы.
Улучшение обтекания — эффективное средство снижения интен¬
сивности возбуждения.
Окружную неравномерность потока порождают и камеры сго¬
рания. Сильные гармоники здесь — гармоники с номерами,
равными числу рабочих форсунок. Наиболее «спокойными» яв¬
ляются многофорсуночные кольцевые камеры сгорания. Важно
отметить, что неравномерная работа форсунок способна при¬
водить 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 режи¬
мов 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 соответ¬
ствовали опасные резонансные колебания. Отстройка произво¬
дится целенаправленным изменением соотношений геометриче¬
ских 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 эксперименталь¬
ный путь связан с проведением большого числа дорогостоящих
проб на натурных рабочих колесах с измененным и геометриче¬
скими размерами.
3. Повышение демпфирующих свойств конструкции. Ампли¬
туда колебаний на установившемся резонансе, как видно из
формулы (12.21), обратно пропорциональна логарифмическому
декременту, который характеризует способность системы рас¬
сеивать энергию колебаний. Рассеяние идет по следующим
основным каналам: внутреннее трение в материале колеблю¬
щихся элементов конструкции (демпфирование в материале);
трение в местах стыка деталей (конструкционное демпфирова¬
ние); отвод энергии колебаний в поток газа (аэродинамическое
демпфирование).
Демпфирование в используемых конструкционных материалах
на общем фоне, как правило, невелико. Оно несколько возраста¬
ет с повышением температуры деталей, что играет определенную
положительную роль, особенно для рабочих колес турбин. Су¬
щественным такое демпфирование может являться для высоко¬
частотных колебаний лопаток, когда в общем балансе рассеяния
энергии другие виды демпфирования становятся менее значи¬
тельными.
Для консольных компрессорных лопаток, которые чаще всего
крепятся в дисках посредством хвостовиков типа «ласточкин
хвост», основную роль при их колебаниях по простейшим фор¬
мам 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 про¬
является при возможности относительных перемещений поверх¬
ностей стыка сопрягаемых деталей. Если, например, в хвостови¬
ках лопаток типа «ласточкин хвост» из-за больших сил трения,
возникающих под действием центробежных сил, подвижка по¬
верхностей стыка практически отсутствует и демпфирование в
таком хвостовике ничтожно, то в турбинных хвостовиках елочно¬
го типа оно может быть значительным. Это достигается за счет
подбора геометрических параметров хвостовика и такого распре¬
деления усилий по зубьям, когда верхняя пара зубьев в значи¬
тельной мере (но не полностью) разгружена от передачи центро¬
бежных сил, и по их поверхностям стыка возможна подвижка,
сопровождающаяся при действии сил трения рассеянием энер¬
гии [45].
Увеличение подвижности соединений рабочих лопаток с
диском благоприятствует возможности повышения демпфирова¬
ния. В этом отношении существенными достоинствами обладают
шарнирные крепления. Повышенным демпфированием в хвосто¬
виках обладают и сдвоенные лопатки [45].
Кольцевое бандажирование лопаток рабочих колес — эффек¬
тивное средство, уменьшающее общую склонность их к опасным
колебаниям как за счет повышения жесткости системы, так
и в результате существенного демпфирования в стыках бандаж¬
ных полок. Необходимый оптимальный натяг по полкам дости¬
гается 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 использо¬
вание, 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 позво¬
ляет повысить КПД при высоком демпфировании в составных
лопатках.
Турбинные лопатки, как правило, оснащены бандажными пол¬
ками. 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 умень¬
шения потерь в радиальном зазоре.
345
Вместе с тем обеспечение оптимального натяга по полкам,
который должен сохраниться на любых режимах работы двига¬
теля 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, естествен¬
но, недопустимо и требует снижения величины натяга).
С другой стороны, на режимах прямой приемистости
двигателя сильно возрастают контактные напряжения вслед¬
ствие температурных расширений быстро прогревающихся полок,
но еще не прогревшихся лопатках и диске. Это влечет за
собой появление в условиях высоких температур контактных пла¬
стических 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 сниже¬
ния динамических напряжений.
Уменьшение натяга также связано и с износом контактирую¬
щих поверхностей, который наблюдается у полок как в компрес¬
сорах, 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 приемле¬
мом уровне монтажных напряжений. Стабилизация натяга спо¬
собствует поддержанию оптимальных динамических характери¬
стик рабочих колес. С целью уменьшения износа полок на их
контактные поверхности наносят покрытия из специальных спла¬
вов 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 упрочняю¬
щих методов обработки деталей [45, 47].
Уменьшение концентрации напряжений достигается плавным
сопряжением различных поверхностей у лопаток и дисков; устра¬
нением 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. На¬
пример, применение оптимального режима виброгалтовки для
лопаток компрессора, изготовленной из стали 1Х12Н2ВМФ, ко¬
торая разрушалась из-за резонансных колебаний по форме 2X2
(см. рис. 12.9) позволило повысить условный предел выносливо¬
сти на этой форме с о ,=320 МПа до о_, = 550 МПа (частота
испытаний / = 2500 Гц, база — N=2 • 107 циклов) и устранить
поломки.
Глава 13. ПОПЕРЕЧНЫЕ ВИБРАЦИИ ДВИГАТЕЛЕЙ
И КРИТИЧЕСКИЕ ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ИХ РОТОРОВ
Работа двигателя сопровождается вибрациями (колеба¬
ниями). Сильные вибрации опасны. Они могут приводить к
нарушению работоспособности двигателя и его систем, а пере¬
даваясь через узлы подвески, оказывать отрицательное воздейст¬
вие 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 про¬
иллюстрируем 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
и. 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 креп¬
ления диска к валу на величину эксцентриситета е.
К центру масс приложена центробежная сила Рцб=нг/?ю2,
где R—радиус вращения центра масс. На любой установив¬
шейся частоте вращения она уравновешивается силой сопротив¬
ления Рс (рис. 13.2), являющейся суммой векторов упругого
сопротивления Руп и неупругого сопротивления Ртр. Сила упру¬
гого сопротивления Руп — Сг (где С — поперечная жесткость вала
347
в точке D2 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 D2, но ориентированной в окружном нап¬
равлении противоположно скорости вращения; величина ее про¬
порциональна первой степени скорости (вязкое трение), т. *е.
/этр = оэ, где £ — коэффициент трения.
Из условия равновесия центробежной силы и сил сопротив¬
ления (см. рис. 13.2) следует Pll6=VP2n + P?p или m/?i»2=
= CrVT+tg2p, где tgp=-^=gt°
ственная частота; 6 = я-
Мт)’
I
тр
2
Обозначим: р—Л/ соб
С v т
логарифмический декремент, тогда
Л__-(^)'с°5р и W=(4)(y> С учете» этих
соотношений из рассмотрения треугольника Du D2, D3, для кото¬
рого Р2 —2Prcosp + r2 — е2=0, исключая R, получим
f_e(f){['“(-7)l +(т)!(-7)] "'-'(yf. <13|>
где х — коэффициент динамического усиления (см. формулу
(12. 1) и далее). Найдем также (см. рис. 13. 2)
tgY =
R sin0
R cosp —
tgP
1 —
1
R cosp
Ш
-(f)’
(13.2)
348
Момент сопротивления вращению ротора
внешним крутящим моментом, т. е. MKp=Pcrsinp
уравновешивается
£<0Г2 =
:Р Г ~
ж Тр#
=c(i)(f)
Рис. 13.2.
Равновесие сил
На рис. 13.3 показана зависимость относительного прогиба
г „
вала г =— от относительной частоты вращения ротора <в =—
е Р ’
построенная в соответствии с выражением (13. [). Видно, что с
приближением частоты вращения к собственной частоте прогиб
возрастает, достигая максимума при ыжр
гтах=е^-=е^~-. (13.3)
Если же сила неупругого сопротивления отсутствует (|=0), то
при «в— р прогиб теоретически может становиться сколько угодно
большим. Поэтому частоту вращения ротора <в=р называют его
критической частотой вращения. Она совпадает с собственной
частотой системы (ротора).
349
После перехода через критическую частоту прогибы вала
уменьшаются, стремясь при w-voo 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 Du D2, Z)3 при различных частотах вращения (см. фор¬
мулы (13.1; 13.2) и рис. 13.2).
Рис. 13.4. Расположение трех характерных точек:
Л
а) и/р< 1, у<п/‘2\ б) ы/р= 1, У=~2 (Резонанс); в) чз/р> 1, у>п/2
350
Простейший ротор как колебательная система
Проектируя прогиб вала, определяемый формулой (13.1) на
координатные оси X и У (рис. 13.2) получим:
Ч*(*)=е (у) xcosM — Y); Q,,(t)=e (-j-) xsin— (13.4)
где >c = ^l J 1 —коэффициент динами¬
ческого усиления. Сопоставляя выражения (13.4) с формулой
(12.1) видим, что каждое из них описывает вынужденное коле¬
бание по соответствующему направлению системы с одной сте¬
пенью свободы при действии на нее гармонической силы с часто¬
той <в и амплитудой теы2^р2=-^^. Тем самым циклический
прогиб вала представляется как сумма двух независимых взаи¬
мноортогональных колебаний, совершающихся под действием
двух взаимно перпендикулярно ориентированных сил с равными
амплитудами Qx—Qy=em(i)2—Q, но сдвинутых во времени по
фазе на четверть периода обращения ротора:
Qx (t)—Qcosa>t; Qy (t)=Qcos^a)t——Qsintoif.
Вектор силы исходной неуравновешенности ротора Q = tneb>2
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: сме¬
щениями ее по направлениям координатных осей хну. Соот¬
ветственно 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 собст¬
венная частота). Критической частоте вращения ротора соот¬
ветствуют 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 £2В неза¬
висимо от частоты вращения самого ротора ю. Центробежная
сила, развиваемая ею, (? = реПв, 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 вы¬
нужденным прецессионным движением ротора с частотой £2В.
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.
В общем случае частоты вращения и вынужденной прецесии
ротора различаются, поскольку они могут быть заданы незави¬
симо друг от друга. Если направления вращения ротора и его
прецессирования совпадают, то такую прецессию называют пря¬
мой прецессией, в противном случае ее называют обратной пре¬
цессией. В частности ротор может и не вращаться, но совершать
прецессионное движение. Особенно важным случаем является
случай, когда QB=w. 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 прецес¬
сия ротора — сумма (суперпозиция) двух независимых свобод¬
ных 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:
<Д(0= <?*cos {pj + у,); qy(t)=qycos (p,L + yy),
' 352
где рх—ру=р — двукратная собственная частота; ух и уу — на¬
чальные фазы свободных колебаний. Частота собственной пре¬
цессии совпадает с двукратной собственной частотой.
Амплитуды qx\ qy и фазы ух\ уу 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 усло¬
вий, вызвавших колебания. Когда ух=уу эллиптические траек¬
тории вырождаются в прямолинейные с наклоном, зависящим от
отношения qy/qx. В другом частном случае, когда qx=qy, но
Yi/ — Y*=±-^-> 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 реаль¬
ных 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 критичес¬
кие 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 сис¬
темой координат х, у, z, а также подвижной системой координат
I, г), S и вспомогательной координатной системой хи уи г,
(рис. 13.6).
23 Зак. 4527
353
Инертные свойства диска определяются его массой т и
главными моментами инерции 1Ъ 1Ц, /е. Оси подвижной системы
координат ^ и tj располагаются в срединной плоскости диска, а
ось с, ориентирована по его оси симметрии; начало системы коор¬
динат совмещено с центром масс диска. В силу осевой симметрии
диска где /э — экваториальный момент инерции
диска и, соответственно, lt—lp— его полярный момент инерции.
В качестве обобщенных координат примем линейные перемеще¬
ния центра масс по направлениям осей х и у — qx и qy, а также
угловые перемещения оси диска pv и ($у относительно тех же
осей. Тем самым далее диск рассматривается как жесткое мате¬
риальное тело с четырьмя степенями свободы, что достаточно
для изложенного ниже круга вопросов.
Если к центру масс свободного диска приложены внешние
силы Qx(t) и Qy(t), действующие по направлениям осей х и у, то
они вызовут независимые перемещения qx(t) и qyif) по тем же
направлениям и уравновесятся силами инерции;
QAt)=mqit)-, Qy(t)=mqy{t). (13.5)
Действие этих сил не вызывает угловых перемещений оси
диска. Они появятся под воздействием внешних моментов
Mx(t) и My(t). На рис. 13.6 показаны положительные направле¬
ния угловых перемещений, те же направления отвечают положи¬
тельным направлениям моментов.
Для определения связи между угловыми перемещениями оси
диска и внешними моментами, приложенными к нему, воспользу¬
емся теоремой, известной из курса теоретической механики, в
соответствии с которой производная по времени от момента
количества движения жесткого тела равна моменту внешних сил,
действующих на него.
Пусть частота вращения диска относительно оси g равна ю,
тогда момент количества движения относительно той же оси
будет Д.=/р<в. Скорости поворотов оси и плоскости диска отно¬
сительно осей ^ и tj будут (3, и Соответственно и моменты
количества движения относительно этих осей определятся выра¬
жениями: 1Е = ДРЛ.; Ln = I?$y.
Спроектируем на оси х и у моменты количества движения
Д, Lv Lt и найдем, предполагая углы $х и $у малыми (sin|3£»P;
cosp» 1), моменты количества движения относительно этих осей,
а затем внешние моменты Мх и Му:
~ dL •- ~
-1 F'> + /,,fV Мх=~2Г~^Эд 4~ Д®Pj/i
Ly=lJy — lpo)Px; My=—=I3fiy — [рш$х. (13.6)
354
Слагаемые в выражениях для моментов, содержащие сомно¬
жителями частоту вращения диска ш, —7 гироскопические члены.
Они предопределяют связанность угловых перемещений оси вра¬
щающегося диска в двух взаимно ортогональных плоскостях.
Если диск не вращается, то такая связанность отсутствует.
Далее ограничимся рассмотрением случая регулярного (кру¬
гового) прецессирования оси диска, когда она, вращаясь отно¬
сительно оси z, ометает коническую поверхность вращения.
Тогда (рис. 13.7)
qx= qcosQt- рх= pcos^Q/ + — psinfif;
q, =qsmm- p^psin^Qf + -^)=pCosQ/, (13.7)
23*
355
где q — радиус кругового прецессирования центра масс; 2(3 —
угол при вершине конуса; й — частота регулярной прецессии.
Проявление динамического процесса в виде регулярной пре¬
цессии типично для рассматриваемого ниже круга вопросов.
Подставив выражения (13.7) в соотношения (13.5) и (13.6),
получим:
Qx= — mQ2qcosQt\ Mr=/,£l —g-y-| n2psinH(;
Qy= — mQ2qsinQt\‘My=— /, £l Q'pcosH/ (13.8)
или в проекции на невращающуюся меридиональную плос¬
кость:
Q = -mtfq- M=-/,[l --§--^] й2р.
Рис. 13.7. Регулярная прецессия оси диска
Здесь Q и М — модули постоянных по величине внешних силы и
момента, которые, будучи расположенными в одной меридио¬
нальной 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 6 — амплитуды гармонических
перемещений.
В компактном виде динамические характеристики вращающе¬
гося с частотой <в диска при его регулярном прецессировании с
частотой й удобно представить в форме
(м)=/^(р); ~то -/|i_A-g| , (13.9)
где KD—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,— D2 (рис. 13.8).
Рис. 13.8. Определение упругих характеристик вала:
а) коэффициенты податливостей; б) коэффициенты жесткостей
Будем предполагать, что система вал — опоры как геометри¬
чески, 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 D2 будут приложены статические сила и
* Данное определение следует понимать в условном смысле, так как дальней¬
ший анализ проведен без учета инерционных свойств вала.
357
момент Q и М, действующие в одной, общей для них, мериди¬
ональной плоскости. Тогда связь между статическими сило¬
выми факторами и перемещениями сечения определится линей¬
ными соотношениями:
<7=anQ + a12M;
Р=а21Q ф- а22М
или
(Q (а11
«12VQ \
\Р ) \а21
а22) \м )
(13.10)
где q и р — линейное и угловое перемещения сечения вала D2 в
плоскости действия силовых факторов; ап, al2, а21, и а22 — стати¬
ческие коэффициенты податливостей и, соответственно, квадрат¬
ная матрица в выражении (13.10)—матрица податливостей
вала в сечении D2■ Известно, что a,2=a21. Коэффициенты
податливостей в каждом конкретном случае могут быть опреде¬
лены методами, известными из курса «Сопротивление мате¬
риалов».
Выражение (13.10) может быть преобразовано и приведено
к виду
(Q\—(Cu Ci A(q\
vw; \с21 с22Др;
Здесь
( Сц ^12^ С Oil ^12 \ 1 С 022
V c2i с22/ V о2Х а22) Да\ —а2|
(13.11)
— «12\
ап)
— матрица коэффициентов жесткостей вала в сечении D2,
полученная обращением матрицы податливостей; Да=аиа22—
— а\2 — определитель матрицы податливостей. Видно, что
я 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. Опреде¬
лим их в сечении сочленения вала с диском. Пусть в этом сече-
358
нии к системе приложены, действующие в одной плоскости, вра¬
щающейся с частотой Q 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=Ма+Ме. В свою
очередь, из условия жесткого сочленения диска с валом следует
<7д=<7в=<7 и Рд=0в~Р- Исходя из этого, принимая во внимание
динамические характеристики диска и вала, определяемые выра¬
жениями (13.9) и (13.11), получим динамические характерис¬
тики вращающегося ротора в сечении £)2:
(м)-(мд)+(мв)-( “
■ mQ2
^21
с22 /J 1
[1 LJ2]
I J, щ
Q
')(?)■
(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 от¬
сутствуют, поэтому в выражении (13.12) следует положить
Q=M=0. Тогда свободные колебания опишутся системой одно¬
родных уравнений:
С22
(13.13)
Собственные частоты. Система (13.13) имеет нетривиальные
решения (д^=0; |3^0), когда определитель ее равен нулю,
т. е. при
Л=(С, — mQ2)Jc22-/9^l-A_|.j Q2j —с?2=0. (13.14)
Это условие выдерживается лишь при определенных значениях
частоты Q (при заданной частоте вращения со) и является
уравнением частот, из которого определяются собственные
частоты Q. Приведем его к виду
Q4 — Q3-/-co -
■ai.^+r)+°T.
-ь- I
Lm
(13.15)
Полученное уравнение четвертой степени имеет четыре корня,
различающихся по величине. Они соответствуют четырем соб¬
ственным частотам системы вал — диск, имеющей как динами¬
ческий объект четыре степени свободы.
Характер зависимости собственных частот ротора £2 от часто¬
ты вращения со показан на рис. 13.9. Как видно, эти зависимости
359
(+) (+) (-)
представляются четырьмя ветвями i(co), £2 г(ю), £3 |(со),
£3 2(0)), где символы сверху ( + ) и (—) указывают на положи¬
тельность и отрицательность корней, а индексы снизу — на
номер корня в порядке возрастания его абсолютной величины.
При со=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 ча¬
стоты - вращения приближаются к асимптотам. Найдем их
уравнения из уравнения частот (13.15). Для этого, поделив его
360
на ш и затем положив со->-оо, получим пГп2——^ =0. Отсюда
(-)
следуют уравнения для трех асимптот: Q *2=—
(+)
; ^*,=0;
QV
■- Для определения четвертой асимптоты поделим
уравнение на £24 и, полагая, что при со->-оо также и £2->-оо,
(+) j
найдем Q 2=-j-a> (аналогично и при со->—оо).
Собственные формы. Любой из собственных’ частот Qc отве¬
чает определенное, как это, например, следует из первого уравне¬
ния системы (13.13), соотношение перемещений:
Р
ч
(13.16)
При этом свободно колеблющийся ротор совершает круговое
прецессионное движение, при котором центр масс диска движет¬
ся по окружности радиуса q, а ось симметрии его ометает круго¬
вую коническую поверхность с углом при вершине конуса 2{5
(рис. 13.10). Частота прецессирования совпадает с соответствую¬
щей собственной частотой, а направление его зависит от знака
корня уравнения частот. Если направления прецессирования
и вращения совпадают, то собственная прецессия — пря¬
мая; 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 пока¬
зан на рис. 13.10 (учтено, что С|2=с2)<;0). Прецессирующая
упругая ось вала — плоская кривая.
Еще раз подчеркнем, что в проекции на любую невращаю-
щуюся меридиональную плоскость регулярное прецессионное
движение с частотой О,, представится как гармоническое коле¬
бание с частотой Qc 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 одновремен¬
ной 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
ы^=0) обязано действию гироскопических моментов, вызываю¬
щих связанность колебаний в двух взаимно ортогональных
плоскостях.
Возбуждение колебаний ротора.
Резонансные режимы. Критические частоты вращения.
Пусть к вращающемуся с частотой со ротору в сечении креп¬
ления диска к валу приложены постоянные по модулю внешние
361
сила Q и момент М, которые вращаются с общей для них
частотой £2В.
Для определения линейных и угловых перемещений диска под
воздействием указанных внешних силовых факторов воспользу¬
емся системой уравнений (13. 12), разрешив ее относительно
перемещений:
Рис. 13.10. Формы собственных колебаний ротора:
а) собственная прецессия (при р/^>0); б) соотношение линей¬
ных и угловых перемещений
Резонансные режимы. Им соответствует неограниченное воз¬
растание 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 направле¬
ние вынужденной прецессии будет совпадать с частотой и
направлением той или иной собственной прецессии ротора.
На рис. 13. 11 показано графическое определение резонанс¬
ных частот вращения силовых факторов £2рсз при некоторой
заданной частоте вращения ротора созад. Могут проявиться
четыре различных резонансных режима. Два из них отвечают
прямому вынужденному прецессированию, а два других — обрат¬
ному.
Критические частоты вращения ротора. Полная уравнове¬
шенность ротора реально не достижима, поэтому при его враще¬
нии всегда действуют неуравновешенные сила и момент. Они
выступают как внешние силовые факторы, вращающиеся с час¬
тотой вращения ротора, вызывая его вынужденные колебания в
виде прямой синхронной прецессии с частотой £2в=со.
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==co. На рис. 13.12
показано графическое определение критических частот враще¬
ния. 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 возраста¬
ние второй собственной частоты с увеличением частоты враще-
Рис. 13.12. Определение критических Частот вращения ротора:
а /р//э>1; 6-Afp//3<i
364
ния обгоняет рост частоты возбуждения QB=co. Для «толстых»
дисков с -у-< 1 может проявляться и вторая критическая
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 невращаклциеся корпусы, которые, будучи
податливыми, также вовлекаются под их действием в колебатель¬
ный процесс. Это приводит к необходимости рассмотрения
двигателя как единого динамического объекта, поскольку дина¬
мическое 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 соп¬
ровождается рассмотрением простейших динамических моделей.
При проектировании, доводке и при связанном с ними углуб¬
ленном анализе динамики ГТД к рассмотрению привлекают
существенно более сложные динамические модели двига¬
телей [24].
Далее предполагается, что двигатель как динамический
объект обладает осевой симметрией. Это упрощает анализ, пос¬
кольку под действием неуравновешенности роторов элементы
конструкции его совершают вынужденные колебания в виде регу¬
лярных (круговых) прецессий, и анализ сводится к рассмотре¬
нию колебаний его в любой одной из меридиональных плоскостей
с учетом того, что инертные свойства вращающихся дисков, свя¬
занные с поворотами их осей, определяются приведенными
-J. При прямой синхронной
прецессии (одновальный двигатель) йв=ю и /пр=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
моментами инерции Лпр=/Э| 1
365
вводят специальные упругие элементы. Податливость опор спо¬
собна существенно снижать величину критических частот враще¬
ния 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 податли¬
вости 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
Яд=Яд + Яд' Рд = Рд+Рд,
где: qa и Рд — линейное и угловое перемещение упругого вала
на жестких опорах; Цд и — то же, но для жесткого вала на
податливых опорах. Выше было представлено (13.10)
A А -fa,,a12)
\Рд J-a W / а~ W Н22 /
Аналогично представим
(q*)-A (Q\A~(a'ia'2]
VPД ) а VAf } Л“~ V«2, «22 /
где Аа—матрица коэффициентов податливости жесткого вала
366
на податливых опорах. Тогда
( Рд) ”( й) +( й) =[л-+л-](м)=л-(м)
Здесь Ае—матрица коэффициентов податливости упругого вала
на податливых опорах.
еПеч\ Aill -|- «п Ol2 -(- «12
е21е22/ \.°21 «21 ^22 "Г" С*22
Найдем элементы матрицы Аа, предполагая, что податли¬
вости опор А и Б соответственно равны ад и аБ.
Из условий равновесия вала (см. рис. 13. 13) /?a + /?b+Q=0;
2Ma=7?bL + Q(L + /) + M=0, где Rk и RB— реакции, действу¬
ющие на вал со стороны опор А и Б, следует
(13.18)
Перемещения опор найдем из <7а=«а( — й?а); qB—аБ(—Rb)
или
(Мл -(Ua °)
\<7б/ °"У?б/ °n VO «б/
где Лоп— матрица податливости опор. Тогда с учетом выражения
(13. 18)
С:)=~л-г»$) <1а,9)
Выразим теперь перемещения д’д и Рд через перемещения
** Яъ — Як
опор (см. рис. 13.13). Очевидны соотношения ^Рл=—^—;
q^ = qk-\-(L + i)tg^, из которых, полагая угол Рд малым, т. е.
Шд ~ Рд, получим
Подставив сюда выражение (13.19), найдем
(^.)=гИЛ$Н“(м)
367
где
Перемножая матрицы, будем иметь
ач = а^-г) +“б(1+Т') ’
0-22-
U12 0-2
“А+“в
|==т{аА(“г) + Ч1 +т)];
(13.20)
Если центр масс диска расположен между опорами, то размер
I в эти формулы следует подставлять со знаком минус.
Если, например, предположить вал абсолютно жестким, т. е.
ап=о22—а12=а21=0, то определитель А в выражении (13.17)
при прямой синхронной прецессии (когда fiB = co) с учетом того,
а22 аИ а12 , Л
что теперь сП=— с22=—, с12=с21 = —(где Де=апа22 —
— а212), можно представить в виде
(l fp)
“I
J3
1 /P1
1 ““1
| 1
l1 /J
Да L m V
1 'J
' 'J
' Доhm
илй отсюда:
/ /-424/" ч , ада
Д[Д./.т] =(:I -^) (1
- со
(13.21)
где /г
-“'•('-г)
приведенный момент инерции ротора;
±р 1, ±р2— корни биквадратного уравнения частот Д=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 иА и аБ- Левая 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 осесим¬
метричная оболочка, упруго связывающая инертное кольцо с
жестким массивным корпусом. Радиальная статическая подат¬
ливость 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); в — жесткое инертное кольцо (масса упругого
корпуса); б) динамическая модель системы; е) расчленение системы на
две подсистемы
Определение критических частот вращения ротора произ¬
ведем, 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
*Д(Ю):
Ча
С,
ЮК>"К>-
. (13.22)
Здесь: RA — амплитуда гармонической силы, действующей на
систему в точке А с частотой м; qA — амплитуда гармонических
перемещений точки А по направлению действия силы; СА — ста¬
тическая жесткость системы в точке А по направлению действия
силы; рь р2.., р, — собственные частоты системы (при со=р,
динамическая жесткость становится равной нулю; это — резо¬
нансные частоты); v,, v2,~, v;V.— собственные частоты той же
системы, но при закрепленной точке А (при co=v/- динамическая
жесткость неограниченно возрастает; эти частоты часто назы¬
вают антирезонансными). Если, например, обратиться к системе,
показанной на рис. 13.13, то динамическая жесткость ее в сече¬
нии Б по радиальному направлению определится выражением
Кг
Л <Л|
II
*1
II
^ 1
I1 рО1
С р\)
Чъ
С-тЖ)
(13.23)
где р, и р2 — резонансные частоты; v, и v2 — собственные частоты
при аБ—0. Отметим, что в случае -j-> 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 Л—0. Определяя антирезонансные
частоты, следует также положить аБ=0, соответственно
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 Об на жесткое основание, воспользуемся форму¬
лой (13.22) с учетом выражения (13.21), тогда
, -"И
Г аА+аБ„ , [
1 Z.2 -'р+1
и:
2
J аА +
ы:
“Б
-И
IIJ7" р+(
:т)
аАт'|
+1
далее полагая, что аБ—>-оо, получим
1 /"р 1
Р%
1 m'L2 J ,
а)2 ’
(13.24)
где р/2 - вторая резонансная частота подсистемы I (первая
из-за -\-=0 стала равной нулю); vn — антирезонансная частота
аБ
подсистемы.
Рп-
=0; р2,2=
2
(1_т) +Vml/-2
a-pjn'IJm'L?
. 2
; v/r
|[(1)1+'.^»1'.-]
2
Л"/2 ~
-СЮ.
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):
*-н ги
Лк — ьБ-
Рп
(13.25)
где р ц — собственная (резонансная) частота подсистемы;
vii — собственная частота подсистемы при закреплении точки Б
(антирезонансная частота) и
сЬ
“Б + “к
. „2
I Рп =
2
Vii
аБ + ак
аБакш"
Зависимость динамической жесткости /СБ от частоты ю пока¬
зана (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. /СБ = /СБ-|- /(”.
24:
371
Проявлению резонансных режимов, когда ограниченная по
величине внешняя возбуждающая сила вызывает неограниченное
возрастание перемещений, соответствует условие Кб=0 или
Рис. 13.15. Определение критических частот вращения ротора в системе
ротор — корпус:
Подсистема 1. т1 = 200 кг; /[, — 20 кгм2; /'//^ = 0,25; L = 0,7 м; 1/L — 0,5;
сц = 5-Ю~"8 м/Н. Подсистема II: шп=100 кг: аБ = 10~7 м/Н;
ак5 • 10 " 3 м/Н
отсюда /Сб= — Кь, согласно чему на рис. 13.15 дано графическое
определение критических (резонансных) частот вращения ро¬
тора. Их три, что согласуется с числом степеней свободы масс,
принятой динамической модели. Надо обратить внимание, что
приведенные результаты отвечают ротору, у которого 1 ■
1
Если же 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 крити¬
ческая 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 равно¬
весного положения. Корпус прецессирует с частотой вращения
ротора.
В двигателе может проявляться большее число крити¬
ческих частот вращения, поскольку он как динамический объект,
372
в отличие от рассмотренной системы, имеет большее число степе¬
ней 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 динами¬
ческую систему, но и приводит к новым особенностям динами¬
ческого 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 рото¬
ров. Число возможных резонансных режимов в диапазоне рабо¬
чих режимов увеличится из-за одновременного действия несколь¬
ких разночастотных возбудителей. Возможность их проявления
определяется не только упругомассовыми параметрами системы,
как это было в случае однороторного двигателя, но и соотноше¬
нием 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 боль¬
шей 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 кор¬
пуса
упругой радиальной статической анизотропии корпуса, соответст¬
вующая 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 дина¬
мическую анизотропию корпусов, поскольку в колебания вовле¬
каются 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 часто¬
тах вращения двух резонансных состояний в двух взаимно орто¬
гональных 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 кор¬
пуса в окрестности критической частоты вращения
ротора при анизотропии корпуса (расслоение крити¬
ческой 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 дина¬
мической анизотропии корпусов. Попутно отметим, что у быстро¬
ходных 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 воз¬
растают. Нулевыми радиальные зазоры в подшипниках не
делают из-за широкого диапазона их температурных деформа¬
ций, способных приводить при недостаточности зазоров к защем¬
лению тел качения и разрушению подшипника.
Действие осевых сил. При работе двигателя их валы растя¬
гиваются большими усилиями от газовых сил, приложенными в
противоположных направлениях к роторам компрессора и тур¬
бины. Это способствует повышению поперечной жесткости валов,
приводя к некоторому возрастанию собственных частот системы
и, соответственно, критических частот вращения роторов. Замет¬
ным это влияние может быть для роторов с относительно длин¬
ными валами малого диаметра (например, для роторов каскадов
низкого давления многовальных ТРДД). Поскольку с измене¬
нием 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 неуравновешен¬
ность роторов. Уровень вибраций растет с увеличением неуравно¬
вешенности, зависит он и от частоты вращения, интенсивно
возрастая в окрестности ■ критических (резонансных) частот
вращения. Снижению уровня вибраций при прохождении крити¬
ческих частот эффективно способствует повышение демпфиро¬
вания. 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 располага¬
ются на некоторой пространственной кривой (рис. 13. 19).
376
Различают жесткие и гибкие роторы. Методы уравновешива¬
ния их существенно отличаются [15].
Жесткие роторы. Жестким обычно считают такой ротор, для
которого максимальная рабочая частота вращения <отах^/((ок'р1,
где (окр1 — первая критическая частота ротора на жестких
Ось Вращения
Рис. 13.19. Неуравновешенный ротор
опорах, К—0,5...0,7. Выполнение такого условия предопределяет
несущественность изгиба ротора под действием неуравновешен¬
ных сил, т. е. его допустимо рассматривать как абсолютно жест¬
кое тело.
При вращении жесткий ротор нагружается неуравновешен¬
ными силой Q и моментом М, плоскости действия которых,
проходя через ось вращения, в общем случае не совпадают.
Силовую неуравновешенность часто именуют статической, пос¬
кольку она, будучи вызванной смещением центра масс ротора с
оси вращения, может быть выявлена на невращающемся роторе
(помещением его, например, цилиндрическими опорными поверх¬
ностями 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 неуравнове¬
шенности.
Со стороны вращающегося неуравновешенного ротора на
опоры действуют вращающиеся вместе с ним радиальные усилия
Fa и Fb (рис. 13.21). Их составляющими от неуравновешенной
силы Q в плоскости ее действия будут Faq=-j-Q и
СБ(?=^1—^7)^’ а составляющими от неуравновешенного
момента М в его плоскости FBM = — FAM —-j~- Радиальные усилия
на опорах соответственно представятся векторными суммами:
F\—FAq~fFam\ Fb=FBq-\-Fbm
377
Действие этих сил может быть парировано размещением на
роторе двух уравновешивающих масс в двух произвольных плос¬
костях, нормальных оси вращения, которые называют плоскос¬
тями приведения. Если плоскости приведения выбраны проходя¬
щими через опоры, то ротор будет статически и динамически
уравновешен при выполнении условий:
FА= to рдбд; FБ= — со Рб6б’
где рд и рБ — уравновешивающие массы; qa и qb — радиус-век¬
торы, определяющие их расположение в радиальном и окруж¬
ном направлениях (рис. 13. 21). Величины произведений Дд=
= рАеА и Дб = Рб1>б, при которых обеспечивается полное уравно¬
вешивание ротора, называют динамическими дисбалансами не¬
уравновешенного ротора соответственно в плоскостях опор
А и Б.
Z'
Рис. 13.20. Схемы неуравновешенности жесткого ротора (z — z — ось
вращения; г' —г' — главная центральная ось неуравновешенного
ротора: D3 — центр масс ротора):
а) — статическая ()=ф0, М — 0; б) —динамическая Q = 0, МФ0; в) —
общий случай С}Ф 0, Мф 0
Балансировка жестких роторов заключается в определении
величины и расположения уравновешивающих масс и, затем, их
размещения в выбранных плоскостях приведения, которые назы¬
вают плоскостями коррекции. Плоскости коррекции, предусмат¬
риваемые в конструкции роторов, обычно не совпадают с плоско¬
стями опор, но их стремятся приблизить к ним. Понятно, что пол¬
ное уравновешивание жесткого ротора осуществимо размеще¬
нием 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 мень¬
шими, чем рабочие [15]. Жесткий ротор, будучи отбалансиро¬
ванным на одной частоте вращения, сохраняет сбалансирован¬
ность и на других частотах.
378
Дисбалансы ротора до и после балансировки называют
соответственно начальными и остаточными. Максимально допус¬
тимые остаточные дисбалансы нормируются.
Гибкие роторы. Гибкий ротор, будучи динамически отбаланси¬
рованным как жесткий на некоторой одной частоте вращения.
L
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 не¬
уравновешенности у гибкого рото¬
ра, который был уравновешен как
жесткий (рЛ и рБ — «уравновеши¬
вающие» 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 вра¬
щения. Поэтому при изготовлении деталей и сборке роторов
стремятся в максимальной степени обеспечить их осевую симмет¬
рию. Этому способствует изготовление деталей роторов с повы¬
шенной точностью и, особенно, их посадочных (центрирующих)
поверхностей, которые определяют взаимную ориентацию элемен¬
тов 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 симметри¬
зации. 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 отбалансиро¬
ванных 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 баланси¬
ровке в двух плоскостях коррекции, после которой он проявляет
себя приемлемо уравновешенным в рабочем диапазоне частот
вращения.
В наиболее сложных случаях приходиться прибегать к специ¬
альным методам балансировки с использованием дополнительных
плоскостей коррекции и даже на рабочих частотах вра¬
щения [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, разбалан¬
сировку ротора. Причиной этого является недостаточность упру¬
гого монтажного натяга, а также возможность роста с увеличе¬
нием времени наработки пластических деформаций, уменьша¬
ющих такой натяг. Пути устранения подобных несовершенств
конструкции — правильный выбор жесткостей элементов, через
которые взаимно сопрягаются и центрируются детали, в соче¬
тании 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 неко¬
торых деталях роторов развиваются с течением времени пласти¬
ческие деформации (деформации ползучести), которые в силу
их возможной окружной неравномерности способны приводить к
возрастанию неуравновешенности роторов. Основной путь
борьбы — уменьшение действующих напряжений в зонах повы¬
шенных температур, а также снижение этих температур.
Температурное коробление роторов. Оно связано с отклоне¬
нием 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 сопря¬
гаемых поверхностей и неравномерной окружной затяжкой бол¬
товых соединений. Проведение мероприятий по выравниванию
окружной неоднородности температур уменьшает температурное
коробление роторов, способствуя стабилизации их урав¬
новешенности [16].
Неосесимметричная деформация роторов может также проис¬
ходить 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 температур¬
ной деформации верхней и нижней половин приводит к выпучи¬
ванию 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 равно¬
мерно нагретом роторе. По мере прогрева ротора работающего
двигателя и выравнивания его температур, величина термичес¬
кого дисбаланса падает и вибрации уменьшаются. Максимум
термического дисбаланса, как это было экспериментально уста¬
новлено для одного из двигателей, достигался через 30...60 мин
после останова. Проявление опасных вибраций, связанных с
таким дисбалансом, при необходимости скорого повторного за¬
пуска может быть устранено или ослаблено многократной про¬
круткой ротора в промежутке времени между остановом двига¬
теля 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 дейст¬
вие крутящих моментов и осевых сил способно вызывать искрив¬
ление 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 рабо¬
чего колеса с потоком газа может приобретать неосесимметрич¬
ный характер. К этому приводит неполная идентичность геомет¬
рических форм и расположения рабочих лопаток в колесе, влеку¬
щая 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 враще¬
ния, вращаясь вместе с ним. Наиболее ощутимо такая неуравно¬
вешенность способна проявляться у рабочих колес вентиляторов
и первых ступеней компрессоров, имеющих сравнительно малое
число длинных лопаток. Возможность возникновения неуравно¬
вешенности 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 уравно¬
вешенности), а также другие мероприятия, способствующие
аэродинамической симметризации рабочего колеса.
Совокупное действие различных дисбалансов. Дисбалансы
различного происхождения геометрически суммируются, соз¬
давая в рабочих условиях некоторую общую неуравновешенность
ротора. Величина ее, в зависимости от игры абсолютной вели¬
чины 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 неиз¬
менности 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 взаим¬
ным 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 нара¬
ботки не приводило к вибрациям, превышающим норму. Ста¬
бильность сбалансированности роторов — одно из существенных
свойств, определяющих качество двигателя.
382
Отстройка от опасных резонансных режимов
В окрестности критических частот вращения роторов вибра¬
ции двигателя сильно возрастают. Поэтому стремятся реализо¬
вать такую конструкцию, в которой критические частоты враще¬
ния 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 опа'сных резонансных режимов, как правило,
бывает несколько и сместить их все-на более высокие частоты
вращения практически невозможно, чаще всего из-за относи¬
тельно низкой жесткости максимально облегченных корпусных
элементов конструкции.
Роторы многоступенчатых компрессоров и турбин стремятся
выполнять с максимальной, насколько это оказывается возмож¬
ным, поперечной жесткостью. Цель — сдвинуть максимально
вверх критические частоты вращения, на которых возможен их
изгиб. Это позволяет избежать необходимости их баланси¬
ровки как гибких.
Высокая поперечная жесткость роторов достигается исполь¬
зованием 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 пере¬
мещениями роторов как жестких тел в единой упругой системе
роторы — корпус, обычно стремятся сместить вниз на частоты
вращения меньшие, чем частоты, соответствующие режиму зем¬
ного малого газа. Эффективным средством управления смеще¬
нием 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 само¬
центрированию.
Широко применяются упругие опоры с податливым элементом
в виде кольца, снабженного с двух сторон чередующимися, рав¬
номерно расположенными по окружности выступами. Такое
кольцо обычно размещается между неподвижной обоймой под¬
шипника 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 необходи¬
мостью перехода через некоторые критические частоты враще¬
ния. 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 сопро¬
вождаться существенным возрастанием амплитуд вибраций. Это
приводит к появлению больших динамических нагрузок, действу¬
ющих на конструкцию, что неблагоприятно отражается на рабо¬
тоспособности некоторых ее элементов (подшипников, агрегатов
и др.), способно вызывать усталостные повреждения деталей.
Из-за больших амплитуд вибраций возможно задевание кор¬
пусов 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 характе¬
ристики двигателей.
Амплитуды вибраций в сильной степени зависят от демпфиру¬
ющих свойств конструкции, уменьшаясь с возрастанием демпфи¬
рования. 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 специфи¬
ческих для данного типа и экземпляра двигателя конструктив¬
ных, технологических и эксплуатационных факторов.
Для уверенного повышения демпфирования в современных
конструкциях ГТД широко используются специальные демпфер¬
ные 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 усло¬
виях 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 зазо¬
ров между ними и последующего всасывания его, создается уси¬
лие, препятствующее прецессированию ротора, что и снижает
уровень вибраций.
Впервые такой демпфер был установлен на задней опоре
турбины мощного ТВД. Это позволило при проходе через крити¬
ческую частоту вращения снизить амплитуды вибраций в 8... 10
раз, что устранило появление усталостных трещин на корпусе
384
турбины, также уменьшило радиальную выработку срабатыва¬
емых керамических вставок, ограничивающих величину радиаль¬
ных зазоров между концами рабочих лопаток турбины и корпу¬
сом. Последнее увеличило КПД турбины и улучшило экономич¬
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 ради¬
альной 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 разви¬
тию 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. гь). 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, осе¬
вом направлениях.
Первичные преобразователи (датчики) вибраций, размещен¬
ные 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 ответствен¬
ных силовых элементов его конструкции и сильно влияет на
интенсивное- браций деталей и узлов, закрепленных на них
(трубопровс грегаты и т. гь). Вибрация, измеренная штат¬
ными датчик^ ..и, не обязательно максимальна, но обязательно
должна быть наиболее характерной, четко и устойчиво отра¬
жающей уровень действующих возбуждающих сил и чувстви¬
тельной к появлению отклонений от нормальной работы ответст¬
венных узлов (роторов, подшипников и т. д.). Под общими
вибрациями двигателя обычно понимают вибрации, измеренные
в штатных точках.
25 Зак. 4527
385
Уровень гармонической вибрации с частотой to может харак¬
теризоваться амплитудой виброперемещений q, амплитудой
виброскорости У=<7(о, либо амплитудой виброускорения
a=qw2 (или коэффициентом виброперегрузки
qiо
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 прак¬
тического обеспечения нормы, приемлемых для конструкции,
технологии изготовления и эксплуатации двигателя.
Установление норм допустимых вибраций для каждого конк¬
ретного типа двигателя производится на основе предшествую¬
щего 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 виб¬
роскоростей V<60 мм/с.
Нормы на допустимую вибрацию могут устанавливаться
дифференцированно для новых и ремонтных двигателей. Напри¬
мер, 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 дви¬
гателей ^25 мм/с. Для двигателя данного типа, но устанавли¬
ваемого 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 вибра¬
ции каждого из двигателей, для чего используются стрелочные
приборы наряду с сигнализаторами превышения уровня допусти¬
мых вибраций. Если допустимый уровень вибраций на одном из
двигателей превышен, то он должен быть переведен на понижен¬
ный режим работы и затем выключен.
386
Часть 3. ОСНОВНЫЕ СИСТЕМЫ ГТД
Глава 14. МАСЛЯНЫЕ СИСТЕМЫ
14.1. ОБЩИЕ ВОПРОСЫ
Назначение. Маслосистемы служат для подвода необходи¬
мого количества масла к потребителям с заданными свойствами
и параметрами (вязкостью, чистотой, давлением и темпера¬
турой). 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 рабо-.
чих 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 + 130°С, а для синтетических
масел верхний предел температур может достигать 200...300°С.
Высокоскоростные подшипники опор роторов требуют приме¬
нения масел низкой вязкости, которые не оказывают большого
сопротивления вращению и обладают хорошей прокачиваемостью,
обеспечивая отвод необходимого количества тепла от подшип¬
ников. Поэтому в ТРД, ТРДД и турбовальных ГТД, где основ¬
ными 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 высо¬
кой 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 охлади¬
телей (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. Наи¬
более распространены синтетические масла следующих марок:
Б-ЗВ, ИПМ-10, ВНИИНП 50-1-4Ф.
В маслосистемах маломощных ГТД вспомогательного назна¬
чения 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 эксплуата¬
ции, 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, способст¬
вующей эффективному контролю технического состояния деталей
ГТД, омываемых маслом (подшипников опор, элементов транс¬
миссии, деталей редукторов ТВД и др.);
— малым расходом масла в связи с большой его стоимостью
(особенно синтетического) и экологическими требованиями;
— способностью обеспечивать высокую чистоту масла, подво¬
димого к потребителям, и оптимальные его температуры на
входе и выходе из двигателя;
— хорошей эксплуатационной технологичностью, т. е. удобст¬
вом 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 современ¬
ные маслосистемы целиком компонуют на двигателе и применяют
комплексные маслоагрегаты, состоящие из нескольких элементов
(например, агрегаты, состоящие из нагнетающего, откачиваю¬
щих маслонасосов, фильтра тонкой очистки и т. п.).
При работе маслосистемы должна быть исключена возмож¬
ность 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 потреби¬
телям (разомкнутые).
В разомкнутых системах масло после прокачки через потреби¬
тели 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 при¬
меняют, 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 харак¬
теру циркуляции масла относительно двигателя и маслобака эти
системы подразделяют на замкнутые и короткозамкнутые.
В замкнутых системах (которые иногда называют нормально¬
замкнутыми) 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 повы¬
шенным давлением и обеспечивающего, вследствие этого, увели¬
чение высотности системы. Благодаря более короткому циркуля¬
ционному 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 суфлиро¬
вания 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 ко¬
личества масла из бака к нагнетающему насосу. Чтобы высот¬
ность системы смазки была по возможности наибольшей, давле¬
ние масла на входе в нагнетающий насос при его работе не долж¬
но быть чрезмерно низким (ниже 0,04...0,06 МПа), когда из мас¬
ла происходит выделение пузырьков воздуха, т. е. возникает кави¬
тация. Поэтому с целью снижения гидравлического сопротив¬
ления магистрали подпитки трубопровод подвода масла выпол¬
няют коротким, с плавными поворотами и достаточно большого
диаметра, величину которого подбирают из условия, чтобы ско¬
рость движения масла в нем не превышала 1,5...2,0 м/с. Для
создания необходимого статического давления перед нагнетаю¬
щим 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 нагне¬
тающим 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 потре¬
бителям под давлением 0,35...0,5 МПа. Такой диапазон давлений
определен опытным путем и является оптимальным для масло¬
систем ГТД. При давлении масла меньше 0,35 МПа трубопро¬
воды магистрали нагнетания необходимо выполнять увеличен¬
ного 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, автомати¬
зм
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 умень¬
шения 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 нагнета¬
ния на всех высотах полета;
2) запорный (или обратный) клапан, препятствующий перете¬
канию масла из бака в систему при неработающем двигателе.
Пружина запорного клапана удерживает его в закрытом поло¬
жении 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 кла¬
паном, который в случае засорения фильтра и возрастания,
вследствие этого, перепада давления на нем перепускает масло
в двигатель помимо фильтрующих элементов. Натяжение пру¬
жины 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 засоре¬
ния крупными посторонними частицами в случае засорения или
разрыва сеток основного фильтра;
5) масляные форсунки потребителей, обеспечивающие струй¬
ную 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 — отделе¬
ния воздушно-масляной смеси, фильтрации и охлаждения. В
зависимости от типа маслосистемы магистраль откачки обеспе¬
чивает 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 устанавли¬
вают пеногасящие и фильтрующие сетки;
2) откачивающие маслонасосы, выводящие масло из масло¬
сборников. 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 подшип¬
никах ротора из-за различной прокачки масла через них. Такое
скопление может вызвать сильный перегрев подшипников и
выброс масла через уплотнения опор. Суммарная производитель¬
ность 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 элемен¬
там 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 корот¬
козамкнутых 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 недо¬
пустима из-за его склонности к кавитации. Основное примене¬
ние для них получили приводные центробежные воздухоотдели¬
тели, 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 пере¬
пуск 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 допус¬
тимой величины (до 0,2...0,3 МПа) перепускают его по парал¬
лельному 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 перепуск¬
ных клапанов предохраняет радиаторы от разрушения повышен¬
392
ными давлениями и позволяет быстрее прогреть масло в двига¬
теле 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 давле¬
ние в масляных полостях двигателя может стать причиной выб¬
роса масла через маслоуплотнения и его повышенного расхода.
При низких давлениях в этих полостях возможно увеличение
пенообразования и ухудшение откачки масла вследствие кави¬
тации. 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 закры¬
тых— 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 дав¬
ления 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 уменьше¬
ние расхода масла за счет почти полного его возврата в цирку¬
ляционный 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 полос¬
тями. При малых перепадах давления или их отсутствии будет
происходить выброс масла через уплотнения опор, а при чрез¬
мерно больших возможен сдув масла с подшипников потоком
воздуха, проникающего в масляные полости. Регулирование
рассматриваемых перепадов давления осуществляют путем суф¬
лирования предмасляных полостей опор, сообщая их с атмосфе¬
рой 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 предмасля¬
ных полостей опор.
14.3. ТИПИЧНЫЕ СХЕМЫ ЦИРКУЛЯЦИОННЫХ МАСЛОСИСТЕМ
Схема замкнутой системы смазки, соответствующая требова¬
ниям 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 (уровнемером поплавкового типа).
Возможно также применение сигнализатора уровня масла в
баке, который обычно осуществляет сигнализацию трех харак¬
терных 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 предусмот-
рено измерение температуры и давления масла на входе в
двигатель, а также установлен сигнализатор перепада давления
394
на фильтре -т-, с помощью которого можно обнаруживать
засорение фильтра. Измерение температуры масла tBX позволяет
контролировать работу маслорадиатора, а по величине давления
рвх можно судить о работе нагнетающего насоса и настройке его
редукционного клапана. В маслосистемах современных ГТД сов¬
местно с измерителем рвх устанавливают сигнализатор минималь¬
ного давления масла на входе в двигатель, повышающий эффек¬
тивность 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 - допол¬
нительный фильтр; МС — маслосборники; НО — откачивающие насосы;
ПВО — центробежный воздухоотделитель; Ф — фильтр; ТМР — гопливо-
масляиый радиатор; ЦС — центробежный суфлер; Ж — жиклер;
Н
ТГ
Р t
вх вых
-р-, -р системы измерения уровня масла в баке И, температуры /вх
и давления Рвх масла на входе в двигатель, температуры масла /вь1Х на вы-
Лр
ходе из двигателя; — сигнализатор перепада давления на фильтре;
-р 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
'сг
— на линии откачйи масла от подшипника передней опоры
'"УГ
турбины, измеритель температуры масла на выходе из двигателя
. 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 внутрен¬
нему тепловыделению. Отмеченные обстоятельства учитывают,
устанавливая в магистрали откачки для контроля засорения
.масла и его перегрева фильтры-стружкосигнализаторы, маг¬
нитные 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 циркуля¬
ционный контур (в магистраль откачки). Суфлирование пред-
масляных полостей средней и задней опор двигателя осущест¬
влено путем сообщения этих полостей с атмосферой трубопрово¬
дами через жиклеры Ж, стравливающие подведенный на наддув
маслоуплотнений воздух. Предварительно подобранные проход¬
ные сечения жиклеров обеспечивают оптимальные перепады
давления между предмасляными и масляными полостями.
В системах суфлирования некоторых маслосистем воздушную
полость маслобака сообщают с атмосферой не через центробеж¬
ный суфлер, а через расширительный бачок БР (рис. 14.2),
который называют также суфлерным баком. В невозмущенной
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 избыточ¬
ным давлением в атмосферу через специальный трубопровод.
При этом для открытых маслосистем предусматривают свобод¬
ный 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 расширитель¬
ного 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 суфли¬
рования. 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 под¬
вод вспененного откачивающими насосами масла в маслоради-
атор, где эффективность охлаждения такого масла будет невысо¬
кой. 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 — подпор¬
ный клапан; МО — маслоотстойник; ГОН — главный откачиваю¬
щий насос; BMP — воздушно-масляный радиатор.
Примечание. Остальные обозначения даны в подписи к рис. 14.1
маслобак главным откачивающи.м 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 приме¬
няют 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
н
ФС и сливным краном К; уровнемер поплавкового типа —;
маслонасос подпитки НП с редукционным клапаном КР, поддер¬
живающим 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:
НГ! 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 циркуляцион¬
ного контура системы будет происходить до тех пор, пока давле¬
ние на выходе из насоса подпитки не возрастет до величины,
заданной натяжением пружины редукционного клапана, после
чего этот клапан будет осуществлять полный обратный пере¬
пуск масла.
Магистраль нагнетания в схеме короткозамкнутой масло-
системы 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 сигнализа¬
тором 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 циркуля¬
ционный контур. Чтобы не допустить переохлаждения имеюще¬
гося в маслобаке резервного масла, предусматривают подвод в
бак небольшого количества горячего масла (10... 15%) по
дополнительному циркуляционному контуру. Обычно его подво¬
дят в бак в составе выделенной воздухоотделителем ВО горя¬
чен 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 дополни¬
тельного— 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-
сигнализатором измерителем температуры масла на
выходе из двигателя
Система суфлирования в схеме короткозамкнутой масло-
системы 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 постро¬
ения, использование которых с учетом известных из предыду¬
щего материала требований позволит разработать схемы масло¬
систем 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 агре¬
гаты: нагнетающие и откачивающие насосы, фильтры, воздухо¬
отделители, суфлеры, радиаторы, баки, устройства контроля
параметров, сигнализаторы посторонних частиц в масле, пре¬
дельной 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 эксплуа¬
тации. Поэтому их предпочитают другим типам насосов, не¬
смотря на существенные недостатки, состоящие в относительно
невысоком коэффициенте объемной подачи и склонности к его
уменьшению в эксплуатации по мере износа деталей и посте¬
пенного 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:
/ — редукционный клапан; 2 — шестерни
(см. рис. 14.4,0) 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, подведен¬
ное ко входному окну, заполняет впадины между зубьями, выхо¬
дящими 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, используе¬
мые 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 шесте¬
ренного 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 ndhl, где d—диа¬
метр 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/мин):
WH=2ndlmnr\HlQ~(’, (14.1)
где п—частота вращения шестерен, об/мин; г)н—коэффициент
объемной подачи, учитывающий отличие фактической произво¬
дительности насоса, от теоретически возможной из-за перетека¬
ний по зазорам и в зоне зацепления зубьев, недостаточного
заполнения впадин маслом и т. д. (т)н==0,75...0,85). Геометричес¬
кие параметры шестерен (d, I, т) необходимо подставлять в
формулу (14.1) в мм.
В современных насосах модуль зацепления составляет зна¬
чения т = 2,5...6,0 мм, а число зубьев шестерен 2 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-\-2m. Частота
вращения п зависит от окружной скорости, которую на наруж¬
ном диаметре шестерен принимают не более 8... 10 м/с для насо¬
сов с поперечным подводом масла (по схеме, показанной на
рис. 14.4), так как в таких насосах при большей скорости
гидродинамические и центробежные силы начинают препятство¬
вать заполнению впадин маслом^ что приводит к уменьшению
производительности из-за резкого снижения коэффициента объ¬
емной подачи т]н. В конструкциях с торцовым подводом
масла к шестерням предельная окружная скорость на их наруж¬
ном диаметре может быть увеличена до 30 м/с.
Коэффициент объемной подачи тщ, определяемый отношением
фактической производительности насоса к теоретически возмож¬
ной, зависит от окружной скорости шестерен, давления масла на
входе, величин радиальных и торцовых зазоров между шестер-
26 Зак. 4527
401
нями и корпусом. С увеличением окружной скорости он вначале
возрастает из-за уменьшения относительной доли потерь на пере¬
текание 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 содержа¬
щихся 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 нару¬
шением сплошности масляного потока недостаточности заполне¬
ния впадин маслом. Главной эксплуатационной причиной пони¬
жения давления масла перед насосом является увеличение
высоты полета. Поэтому в качестве одной из основных характе¬
ристик 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 высот¬
ность маслосистем обеспечивают, в основном, предотвращением
недопустимого снижения давления масла на входе в нагнета¬
ющий насос с увеличением высоты полета.
Существенное влияние на производительность шестеренного
насоса оказывают радиальные и торцовые зазоры между шестер¬
нями 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 окруж¬
ной 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 торцо¬
вые 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 произ¬
водительности не будет удовлетворять этому условию, то необ¬
ходимо в нужном направлении изменить параметры насоса (в
пределах рекомендованных величин) и вновь повторить расчет.
При подборе параметров откачивающих насосов следует пом¬
нить, 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 слож¬
ности процессов, определяющих тепловое состояние узлов тре¬
ния. Поэтому потребную прокачку масла оценивают прибли¬
женно, используя статистические данные о величинах теплоот¬
дачи 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=—^—
СмЯмЬТ’
(14.2)
где см—удельная теплоемкость масла (~2,0 кДж/кг-К);
Qm—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, затрачен¬
ной на преодоление сил трения во всех смазываемых узлах тре¬
ния 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 W=l,8...6,0 л/мин на
каждые 10 кН тяги ТРД и 1Г—12...30 л/мин на каждые
1000 кВт мощности ТВД.
Вышеприведенные данные позволяют производить выбор
параметров нагнетающих и откачивающих маслонасосов шесте¬
ренного 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, соеди¬
няя 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 подшип¬
никами 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 свинцо¬
вистой 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 при¬
вода опирают на шариковый подшипник, предохраняющий корпус от износа и
обеспечивающий осевую фиксацию валика в случае применения конической
зубчатой передачи привода насоса.
26*
403
В насосах с торцовым подводом масла к шестерням на них иногда устанавли¬
вают крыльчатки, повышающие давление во впадинах шестерен и увеличиваю¬
щие, вследствие этого, коэффициент объемной подачи.
Корпус насоса выполняют жестким и массивным, чтобы его деформации под
действием внутреннего давления и нагрева не привели к существенному измене¬
нию зазоров между шестернями и корпусом. Корпусы изготавливают литьем, как
правило, из алюминиевых сплавов. Колодцы корпусов под шестерни обрабаты¬
вают 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 хромони¬
келевых сталей 12Х2Н4А, 18ХНВА и др. Поверхности зубьев шестерен
цементируют и шлифуют.
Редукционные клапаны. Редукционный клапан, необходимый
для поддержания заданного давления масла, монтируют на кор¬
пусе нагнетающего (подпитывающего) насоса или на корпусе
объединенного маслоагрегата в зоне расположения его нагнета¬
ющей секции. Основное применение в маслосистемах ГТД полу¬
чили редукционные клапаны тарельчатого типа. Тарелка такого
клапана прижата пружиной к седлу, запрессованному в корпусе
(см. рис. 14.4, о). 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 пру¬
жина," 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 стати¬
ческой 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 стати¬
ческой 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 произ¬
водительность насоса превышает потребную прокачку масла при
заданном давлении. Поэтому для нагнетающего насоса прини¬
мают 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, масло¬
баки), 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 фильт¬
рами высокого давления. Фильтры грубой очистки (или низкого
давления) используют, главным образом, в качестве предохраня¬
ющих агрегаты маслосистемы от засорения относительно круп¬
ными частицами (в 20...30 раз крупнее), в связи с чем они
имеют значительно меньшее сопротивление, что позволяет уста¬
навливать 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 гидрав¬
лическим сопротивлением, сильно возрастающим по мере их заг¬
рязнения. Поэтому фильтрующая поверхность должна быть
достаточно большой, чтобы масло проходило с малыми скорос¬
тями (не более 5...20 мм/с), при которых перепад давлений на
фильтре не выходил бы за допустимые пределы в течение продол¬
жительной 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 представ¬
ляет собой диск конической формы, боковые поверхности кото¬
рого 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 кото¬
рыми 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 фикси¬
руют стопорным кольцом 6. Затем фильтрующий пакет устанавливают в цилинд¬
рическую полость корпуса фильтра, наворачивая на резьбу центральной шпильки
воротком 12 заглушку 11, которая прижимает крышку 10 к корпусу и гермети¬
зирует 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, при¬
жатого 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 сет¬
ках 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 при¬
менения инструмента) как, например, в конструкции, приведен¬
ной на рис. 14.5, а.
В некоторых маслосистемах иногда применяют щелевые
фильтры, которые прочнее сетчатых, однако имеют меньшую
фильтрующую поверхность при одинаковых габаритах. Исполь¬
зуют также центробежные фильтры, обеспечивающие более
тонкую очистку масла, чем сетчатые, что способствует повы¬
шению ресурса двигателя.
Воздухоотделители. Откачиваемое от потребителей масло
находится в сильно вспененном состоянии вследствие его разб¬
рызгивания, насыщения воздухом при высоких температурах и
засасывания воздуха откачивающими насосами, имеющими боль¬
шие запасы производительности. Подвод такого масла к нагнета¬
ющему 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 воздухоотдели¬
тели, 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 воздухо¬
отделитель состоит из корпуса, крышки и ротора, включающего в себя крыль¬
чатку, 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 суфли¬
рования получили центробежные суфлеры, существенно снижаю¬
щие расход масла. По принципу действия и конструкции центро¬
бежные суфлеры аналогичны центробежным воздухоотделителям,
за исключением отличий в размерах проходных сечений каналов
отвода разделяемых фракций, обусловленных различным соста¬
вом подведенной смеси. Оптимальная окружная скорость ротора
центробежного суфлера в 1,5...2 раза превышает скорость ротора
воздухоотделителя, что необходимо для наиболее полного выде¬
ления 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 двига¬
теля 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 двига¬
теля — 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 поддер¬
живают 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 баростатичес¬
кий 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 сопро¬
тивление 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 боль¬
шими 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 специаль¬
ных нагревателей топлива). В двигателях сверхзвуковых само¬
летов 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:
1 — 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 уста¬
новок. 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 V6 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=Va+V„+Vn. (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=ШЦ, (14.4)
где W—прокачка масла, определяемая из выражения (14. 2),
л/мин; ta—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. Пол¬
ный расход масла можно найти как
VQ=qtnmax, , (14.5)
где /Пшах—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 кор¬
пус, изготавливаемый сваркой из листов алюминиевых сплавов
или нержавеющей стали. Для повышения жесткости корпуса
его изнутри подкрепляют различными перегородками, а на стен¬
ках штампуют рифы. В конструкцию бака входят также
устройства заправки и слива масла, фильтры, уровнемер; эле¬
менты, соединяющие бак с магистралями подпитки, откачки и
системой суфлирования. Бак обычно крепят к корпусу двигателя
при помощи стальных лент с резиновыми прокладками, стягива¬
емых тендерами.
14.5. ВОЗМОЖНЫЕ НЕИСПРАВНОСТИ
И КОНТРОЛЬ СИСТЕМ СМАЗКИ В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Основная часть отказов систем смазки связана с неисправ¬
ностями их агрегатов либо с повышенным износом и другими
повреждениями деталей двигателя, омываемых маслом. Воз¬
можно возникновение отказов вследствие взаимного влияния
указанных причин, а также из-за нарушений технологии техни¬
ческого 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 потре¬
бителям, его засорение и перегревы. Перечисленные признаки
необходимо контролировать в эксплуатации и на этой основе
разрабатывать мероприятия по предотвращению опасных отка¬
зов двигателя.
К повышенному расходу масла обычно приводит разгермети¬
зация масляных магистралей и полостей по различным причи¬
нам, 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 воздухо¬
отделителя.
Сильное увеличение расхода масла недопустимо из-за воз¬
можности 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 уров¬
немеры поплавкового типа. Датчик одного из них показан на
рис. 14. 7. Он вырабатывает электрический сигнал для измери¬
тельного прибора, пропорциональный количеству масла в 6aj<e,
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, пропорциональ¬
ный количеству масла.
Для сигнализации минимального, нормального и максималь¬
ного 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 резуль¬
тате 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 ухуд¬
шением смазки и охлаждения узлов трения, вызывающим их
интенсивный износ, перегревом масла и может привести к закли¬
ниванию ротора из-за перегрева подшипников. «Масляное голо¬
дание» 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 повышен¬
ный износ нагнетающего насоса, ослабление затяжки пружины
редукционного клапана или его «зависание» в открытом положе¬
нии 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, включа¬
емому 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 мемб¬
раны 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
(V.
Рис. 14.7. Датчик уровнемера поплавкового типа:
1 — поплавок; 2 — движок; 3 — потенциометр; 4 — колодка;
5 — корпус; 6, 9, П — скобы; 7, 10, 12 — сигнальные устрой¬
ства; 8 — кулачок; 13 — штепсельный разъем
1413
замыкают цепь сигнальной лампы. Для предохранения мембраны
от разрушения в данном приборе предусмотрен механический
упор 3. Сигнализатор минимального давления масла устанавли¬
вают после фильтра тонкой очистки, чтобы учесть дополнитель¬
ное снижение давления в магистрали нагнетания в случае засо¬
рения фильтра.
Перегрев масла в двигателе происходит за счет повышенного
тепловыделения при интенсивном износе смазываемых деталей; в
результате «масляного голодания», а также при забросах час¬
тоты 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 потреби¬
телей 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 воз¬
можных конструкций термосигнализаторов показана на рис.
14.9. В корпусе этого прибора совместно с фильтром 2 установ¬
лена капсула 3, в закрытой полости которой на равноотстоящих
шипах подвешена легкоплавкая вставка 4, выполненная из
токопроводящего материала. Увеличение температуры прохо¬
дящего 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 приво¬
дят к усталостному разрушению трубопроводов, ослаблению
затяжки их соединений, поломкам трубок радиаторов и другим
повреждениям. При поломках трубок топливомасляного радиа¬
тора 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. Содержащи¬
еся в этом масле продукты изнашивания деталей, кокс и другие
примеси, могут вызвать повышенный износ узлов трения и уплот¬
нений опор, коксование масляных форсунок, заклинивание кача-
414
ющих узлов маслонасосов и разрушение их приводов, загрязне¬
ние радиаторов и т. д. Поэтому в маслосистемах применяют
устройства, сигнализирующие о засорении фильтров и возмож¬
ном срабатывании перепускных клапанов при возрастании пере¬
пада давления на фильтрах выше допустимой по условию их
прочности величины. После включения сигнализаторов перепада
давления фильтры подлежат осмотру и промывке.
27В
Рис. 14.8. Схема сигнализатора
минимального давления масла:
1 — мембрана; 2 — шток; 3 — упор;
4 — пластина; 5 — контактная пру¬
жина; 6, 7 - контакты
Рис. 14.9. Сигнализатор предельной тем¬
пературы масла:
/ — корпус; 2 — фильтр; 3 — капсула;
4 — легкоплавкая вставка; Я— централь¬
ный контакт; 6 -изолирующая втулка;
7 — периферийный контакт; 8 - провод¬
ник 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 магнйФ.3 контакт 4 в
замкнутом положении.
Рис. 14.10. Схема сигнализатора перепада дав¬
ления на фильтре:
1 — пружина; 2 — магнит поршня; 3 — магнит
подвижной системы; 4 и 5 — подвижный и не¬
подвижный контакты; 6—-винт магнитной
защелки; 7 — сигнальная лампа
Своевременное обнаружение стружки в масле является
основным способом контроля и диагностики технического состоя-.,
ния деталей двигателя, омываемых маслом. Поэтому все совре¬
менные 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 улавли¬
вают 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:
/ — колодка штепсельного разъема; 2 — прокладка; 3 — провода;
4 — магниты; 5 — болт-съемник; 6 — корпус магнитов; 7 — резиновое
уплотнительное кольцо; 8 — скоба; 9 — крышка; Ю футорка; II —
медное уплотнительное кольцо
днищем. Корпус магнитов имеет восемь боковых окон А. В стой¬
ках между окнами установлены с небольшими окружными зазо¬
рами постоянные магниты 4, полюса которых расположены
последовательно, благодаря чему образуется магнитное поле с
поперечными потоку масла силовыми линиями. К двум противо¬
положным 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 притяги¬
вают стальную стружку, которая постепенно заполняет зазоры
между ними и замыкает цепь сигнальной лампы. Для срабатыва¬
ния 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 сигнализа¬
тор представляет собой щелевой фильтр, состоящий из набора
токоизолированных между собой металлических пластин, уста¬
новленных 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 подготовлен¬
ном для наиболее полного его сгорания виде. Они осуществляют
также питание топливом как рабочей жидкостью служебные
гидромеханизмы систем автоматического управления ГТД (гид¬
ропреобразователи, 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 автоматизирован¬
ными 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 газо¬
турбинных двигателей должны удовлетворять следующим основ¬
ным требованиям: иметь большую теплоту сгорания при малом
объеме; обладать высокой полнотой сгорания без эмиссии вред¬
ных 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, удовлетво¬
ряющих этим требованиям, будет обеспечивать высокую эконо¬
мичность 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 керо¬
сина, ТС-1 —типа утяжеленного лигроина. Т-2-и РТ имеют широ¬
кий спектр составляющих, в том числе бензино-лигроиновые
фракции. Остальные топлива отличаются более тяжелым фрак¬
ционным 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 рг=750...850 кг/м3.
Летно-технические данные воздушных судов при прочих рав¬
ных условиях существенно зависят от свойств топлива: его теп¬
лоты сгорания, плотности, испаряемости и термостабильности.
Например, при замене топлива Т-2 плотностью 750 кг/м3 на
топливо Т-1 плотностью 810 кг/м3, несмотря на некоторое умень¬
шение 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 испа¬
рения и ухудшению работы системы топливопитания вследствие
кавитации без принятия соответствующих мер по увеличению
высотности системы. При сверхзвуковых полетах возможен прог¬
рев топлива в баках до большой температуры, близкой к темпе¬
ратуре обшивки самолета, поэтому оно должно обладать повы¬
шенной 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 керо¬
сином, запасы его практически неограничены, и он является
экологически чистым топливом, выделяя при сгорании обыкно¬
венную воду. Здесь следует отметить, что водород целесообразно
использовать также как ингибитор, способствующий уменьшению
эмиссии вредных веществ в продуктах сгорания керосина. Иссле¬
дования показывают, что даже небольшие добавки водорода в
зону горения керосина (до 5...7% по массе) обеспечивают сниже¬
ние 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,
27* 419
требующие существенного увеличения объема баков и примене¬
ния сложной криогенной техники. Другим перспективным крио¬
генным топливом считают жидкий метан (низшая теплота сгора¬
ния 50 МДж/кг, температура кипения 111 К, плотность при
температуре кипения 466 кг/м3). При сгорании метана образу¬
ются безопасные в экологическом отношении углекислый га? и
вода. К числу преимуществ криогенных топлив следует отнести
то, что, благодаря большому хладоресурсу, их можно эффек¬
тивно 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 топлив¬
ных баках, установленных внутри элементов конструкции воз¬
душного 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 процес¬
сом 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 показы¬
вают 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 харак¬
терных магистрали (низкого давления, высокого давления,
магистраль пускового топлива) и систему дренажа топлива.
Магистрали низкого и высокого давления образуют контур
420
ЧЯ
питания основной камеры сгорания или, иначе, систему основ¬
ного топлива. ТРДФ и ТРДДФ имеют также контуры питания
форсажных камер (системы форсажного топлива).
Магистраль низкого давления обеспечивает предварительное
повышение давления топлива перед основным топливным насо¬
сом и служит для увеличения высотности системы топливопита-
ния. В ее состав входят (см. рис. 15. 1): подкачивающий двига¬
тельный насос НПД с регулятором давления, фильтр грубой
очистки Ф, расходомер топлива — и топливомасляный радиатор
ТМР (который применяют, как известно, только в ТРД и ТРДД).
Подкачивающий насос НПД, имеющий привод от ротора двига¬
теля, повышает давление топлива до 0,15...0,3 МПа, в резуль¬
тате чего предотвращает его кавитацию на входе в основной
топливный насос на больших высотах.
В качестве НПД наиболее часто применяют насосы центро¬
бежного типа с дросселирующими клапанами' КД, автомати¬
чески поддерживающими заданное давление топлива за счет
изменения гидравлического сопротивления выходной топливной
магистрали. В некоторых ГТД с относительно небольшими расхо¬
дами топлива используют пластинчатые НПД (рис. 15. 2), давле¬
ние на выходе из которых поддерживают с помощью редукцион¬
ных 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 установлен¬
ными на расходном баке электроприводными подкачивающими
насосами, обычно не превышает 0,15 МПа.
Для очистки топлива в магистрали низкого давления устанав¬
ливают 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 расходо¬
меров, датчики которых устанавливают обычно в магистрали
422 ■
423
'ис. 15.2. Схема системы топливопитания ГТД с ОТН неуправляемой производительности:
[Р — 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 кото¬
рых пропорциональна количеству протекающего топлива. Расхо¬
домерами 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-
С
заны суммирующие расходомеры г^-.
Топливомасляный радиатор ТМР также наиболее часто рас¬
полагают 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 магист¬
рали размещены элементы системы автоматического управления
(САУ) ГТД, производящие автоматическую дозировку топлива
в необходимом количестве согласно заданным законам управле¬
ния расходом топлива, сущность которых для основных типов
ГТД ГА рассмотрена в разд. 15.3.
Для создания необходимого давления топлива перед форсун¬
ками служит основной топливный насос ОТН, который на макси¬
мальном 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 -рр
В зависимости от типа применяемого ОТН и соответствую¬
щего ему принципа управления расходом топлива, из совокуп¬
ности систем топливопитания выполненных ГТД можно выде¬
лить две разновидности: системы с основным топливным насосом
управляемой (см. рис. 15. 1) и неуправляемой (см. рис. 15. 2)
производительности. В системах первого типа управление пода¬
чей 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 коли¬
чества подаваемого насосом топлива с его выхода на вход. Этот
перепуск должны осуществлять элементы АДТ в таком коли¬
честве, 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 сече¬
нии, 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 плун¬
жерные 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 устойчи¬
востью плунжерных насосов к кавитации.
Насосы неуправляемой производительности выполняют с
большим избытком подачи топлива по отношению к потребной,
что необходимо для обеспечения потребной подачи при возмож¬
ном снижении производительности насосов за счет износа их
качающих узлов и уменьшения плотности топлива, дополни¬
тельно подогреваемого при перепуске (на больших высотах коли¬
чество перепускаемого топлива достигает 80...90% от произво¬
дительности насоса). В наибольшей степени снижение фактичес¬
кой производительности 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 магист¬
раль при выключении двигателя. Для предохранения от перегру¬
зок качающего узла ОТН и элементов АДТ при резком повы¬
шении 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 максималь¬
ной подачи топлива к минимальной достигает 15...25. Поэтому в
ГТД часто применяют двухконтурные форсунки, которые позво¬
ляют 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 подклю¬
чаемые 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 кла¬
панов обоих контуров. Отмеченные элементы APT на приведен¬
ных 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, обеспе¬
чивающем нормальный распыл топлива на запуске двигателя
(0,3-...0,4 МПа). На неработающем двигателе он предотвращает
подтекание топлива в камеру сгорания. Распределительный кла¬
пан, устанавливаемый обычно на линии второго контура, обеспе¬
чивает 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 распредели¬
тельного клапана. Это способствует быстрому заполнению топ¬
ливного коллектора и включению в работу распылителей второго
контура форсунок.
Для предотвращения засорения форсунок механическими час¬
тицами 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 уста¬
навливают 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 распыливают топливо,
подведенное к ним под давлением 0,15...0,3 МПа. Поэтому пита¬
426
ние данной магистрали осуществляют от подкачивающего двига¬
тельного 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 явля¬
ются (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 дви¬
гателя. 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 трубчато¬
кольцевых камерах.
В системах топливопитания некоторых ГТД магистраль пус¬
кового топлива отсутствует. Для запуска таких двигателей
используют мощные свечи зажигания поверхностного разряда,
воспламеняющие основное топливо, подаваемое в камеру сгора¬
ния 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 топли¬
вом 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 скопле¬
ния с последующим выбросом в атмосферу. В схемах, приведен¬
ных на рисунках 15.1 и 15.2, данная система изображена штри¬
ховыми линиями с короткими штрихами.
Топливо сливают в дренажный бак БДр из топливных кол¬
лекторов, нижних полостей камеры сгорания и турбины, где оно
может скапливаться после выключения или неудачного запуска
двигателя. Осуществляют также дренаж полостей между уплот¬
нениями 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 топ¬
лива 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 комп¬
рессора воздухом в выходное устройство двигателя.
. Иногда предусматривают дренаж отрезка магистрали пуско¬
вого 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 трубопро¬
водов в дренажный бак повышенным давлением воздуха в
камере сгорания.
Система подачи топлива в форсажную камеру сгорания полу¬
чает питание от магистрали низкого давления системы основного
топлива. Она включает в себя насос высокого давления (фор¬
сажный насос), фильтры, автомат дозировки и распределитель¬
ные устройства форсажного топлива, топливные коллекторы и
форсунки. При умеренных расходах топлива в качестве форсаж¬
ных 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 автома¬
тического управления ГТД, которые кроме этого решают ряд
других задач, в частности, обеспечивают работу противопомпаж-
ных устройств осевых компрессоров, воздушных винтов изменя¬
емого 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 обеспе¬
чении необходимой безопасности полета, устойчивой работы и
достаточной прочности узлов ГТД.
Режимы работы двигателей, их реакцию на изменение усло¬
вий 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 Лд и частота вра-
428
щения ротора п. На эти параметры осуществляют направленное
воздействие с помощью элементов САУ 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 <рнв, площадь проходного сечения реактивного
сопла Fc и др. Число управляющих факторов должно соответст¬
вовать числу управляемых параметров. При выборе последних
большое внимание обращают на то, чтобы они могли быть изме¬
рены с высокой точностью и трансформированы в управляющие
сигналы достаточной мощности.
Заданные закономерности изменения управляемых пара¬
метров 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 неуправля¬
емых параметров предусматривают ограничения их максималь¬
ных 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), уст¬
ройств отбора мощности (воздушного или несущего винта),
изменяемых проходных сечений во входном устройстве, компрес¬
соре и реактивном сопле.
В наиболее простом случае одновального ТРД с неизменя¬
емой геометрией проточной части используют единственный
управляемый параметр — обычно частоту вращения ротора п,
которая достаточно полно характеризует тягу двигателя, напря¬
женность элементов ротора, запасы газодинамической устойчи¬
вости компрессора. Частоту вращения можно просто и точно
измерить с помощью центробежного датчика и трансформи¬
ровать в гидравлический управляющий сигнал большой мощ¬
ности. 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 («=const) на заданном ее
уровне, зависящем от положения РУД, т. е. от режима
работы ТРД.
При изменении условий полета (высоты, скорости, темпера¬
туры Тн и давления рИ атмосферного воздуха) регулятор
«=const будет изменять расход топлива, стабилизируя величину
п, что может привести на максимальном режиме работы двига¬
теля к недопустимому по условию прочности турбины увеличению
температуры газа перед турбиной Т\ (на больших высотах, при
очень высоких температурах воздуха ТИ 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 расхо¬
дом топлива ТРД необходимо применять ограничители парамет¬
ров Т*г и пк, обеспечивающие уменьшение GT в случаях превыше¬
ния этими параметрами максимально допустимых значений.
Целесообразно также предусматривать ограничение минималь¬
ного 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 реа¬
лизации основных принципов регулирования. С целью их крат¬
кого анализа ниже рассмотрены упрощенные структурные схемы
систем управления подачей топлива наиболее распространенных
типов двигателей ГА.
Двухзальный ТРДД с основным топливным насосом управ¬
ляемой производительности (рис. 15. 3). В качестве управля-
Рис. 15.3. Схема системы
управления расходом топ¬
лива двухвального ТРДД
с ОТН управляемой про¬
изводительности
емого параметра для равновесных режимов данного двигателя
принята частота вращения ротора высокого давления пва,
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/i = const на соответствующую этому режиму частоту
вращения.
Ограничение неуправляемых параметров ТРДД на их мак¬
симальных уровнях ’(предельно допустимых по условиям проч¬
ности и устойчивой работы узлов двигателя) осуществляют огра¬
ничители температуры газа перед турбиной Т"г, частоты враще¬
ния ротора низкого давления пнд и полного давления воздуха
за компрессором р'к. Данные ограничители в случае превышения
параметрами своих максимальных значений оказывают приори¬
тетное воздействие на сервомотор ОТН, который перемещает
управляющий орган УО в направлении уменьшения подачи топ¬
лива к форсункам до тех пор, пока какой-либо из ограничива¬
емых параметров не уменьшится ниже предельно допустимого
уровня. Это сопровождается снижением управляемого параметра
«вд. 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 про¬
цесса было минимальным при условиях устойчивой работы узлов
двигателя (компрессора, камеры сгорания) и безопасного (в
смысле прочности) прогрева и охлаждения его деталей. АП изме¬
ряет расход воздуха по косвенным параметрам («Вд, Рк) и оказы¬
вает в соответствии с их изменением управляющее воздействие
на сервомоторы ОТН и дозирующей иглы ДИ, изменяя подачу
топлива в двигатель по оптимальным законам независимо от ско¬
рости 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 опти¬
мальное соответствие между расходами воздуха и топлива на
всех этапах процесса. ТАЗ измеряет расход воздуха по величи¬
нам 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 ре¬
зультате чего к форсункам поступает строго необходимое коли¬
чество 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 р\,
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 нижесле¬
дующих рисунках, в магистрали дозированного топлива для
простоты не показан автоматический распределитель топлива
(APT) по контурам рабочих форсунок.
Двухзальный ТРДД с основным топливным насосом неуправ¬
ляемой производительности (рис. 15.4). Программу управления
Рис. 15.4. Схема сис¬
темы управления рас¬
ходом топлива двух-
вального ТРДД с ОТН
неуправляемой произ¬
водительности
расходом топлива на равновесных режимах данного двигателя
выполняет регулятор «Bfl=const, воздействуя через автомат
приемистости АП на сервомотор СМ, который в нужном направ¬
лении изменяет проходное сечение дозирующей иглы ДИ. При
любом положении ДИ клапан перепада давления КПД поддер¬
живает заданный перепад давления топлива на ней путем пере¬
пуска избыточного количества топлива с выхода из ОТН на его
вход. Изменение проходного сечения ДИ при сохранении пере¬
пада давления на ней обеспечивает возможность направленного
изменения подачи топлива в двигатель.
Режим работы двигателя задают вручную с помощью РУД,
который перенастраивает регулятор «Вд=const на соответст¬
вующую этому режиму частоту вращения и перемещает ограни¬
читель хода дозирующей иглы (ОГХ), осуществляющий ограни¬
чение минимального расхода топлива при заданном положе¬
нии РУД.
Ограничители неуправляемых параметров Т*г, пш и р*к воз¬
действуют на сервомотор дозирующей иглы, уменьшающий ее
проходное сечение и подачу топлива к форсункам в случае пре¬
вышения каким-либо из параметров своего максимально допусти¬
мого значения.
Топливный автомат запуска (ТАЗ) измеряет расход воздуха
по косвенным параметрам (рд,\Рн) и в соответствии с их измене¬
нием 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.
Трехвальньш ТРДД с основным топливным насосом неуправ¬
ляемой производительности (рис. 15.5). Для трехвального
Рис. 15.5. Схема сис¬
темы управления рас¬
ходом топлива трех¬
вального ТРДД с ОТН
неуправляемой произ¬
водительности
ТРДД с большой степенью двухконтурности наиболее удобным
управляемым параметром является суммарная степень повыше¬
ния давления воздуха в компрессоре лА2, имеющая достаточно
тесную связь с тягой двигателя и параметрами лвд, Т*г, оказыва¬
ющими существенное влияние на прочность элементов его конст¬
рукции. Кроме того, величина лА2 характеризует запасы газоди¬
намической устойчивости компрессора.
Для равновесных режимов работы данного ТРДД принята
программа стабилизации суммарной степени повышения давле¬
ния воздуха в компрессоре, которую выполняет регулятор
jiA-£=const, воздействуя через автомат приемистости на серво¬
мотор дозирующей иглы и изменяя ее проходное сечение. При
любом проходном сечении дозирующей иглы регулятор перепада
давления (РПД) поддерживает на ней перепад давления топ¬
лива, зависящий от величины лА2, путем перепуска избыточного
количества топлива с выхода из ОТН в магистраль входа.
Режим работы двигателя зависит от положения РУД, связан¬
ные с которым механизмы перенастраивают регулятор лА2—
=const на соответствующую задаваемому режиму величину лА2
и перемещают ограничитель хода ОГХ дозирующей иглы.
Ограничители частот вращения роторов вентилятора пв и
высокого давления пва 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 пт
своих предельно допустимых по условиям прочности роторов
значений. По такому же принципу работает ограничитель темпе¬
ратуры газа перед турбиной Тр, но ограничиваемая им величина
не постоянна, как в предыдущих случаях, а зависит от положе¬
ния 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 осуще¬
ствляет автомат приемистости АП, через который регулятор
ЛЛ2 = const воздействует на сервомотор дозирующей иглы при
разгоне и сбросе газа. В зависимости от величины АП изме¬
няет скорость увеличения или уменьшения подачи топлива, обес¬
печивая протекание переходных процессов по оптималь¬
ным законам.
Топливный автомат запуска ТАЗ, сопоставляя на всех этапах
процесса расход топлива Gx с величиной пк%, характеризующей
расход воздуха, оказывает управляющее воздействие на серво¬
мотор дозирующей иглы, который перемещает ее на увеличение
подачи топлива к рабочим форсункам с оптимальными скорос¬
тями, позволяющими вывести двигатель на режим малого газа
за минимальное время при нормальном протекании рабочего про¬
цесса в проточной части.
Одновальный ТВД с основным топливным насосом управля¬
емой производительности (рис. 15. 6). Для улучшения тяговых
характеристик и КПД воздушных винтов применяют винты с
изменяемыми углами установки лопастей фвв, т. е. с изменяемой
потребной мощностью их привода. Поскольку располагаемую
мощность ТВД можно изменить только подачей топлива, исполь¬
зуя 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 7^. 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 фвв. На
режиме малого газа этот регулятор выключен из работы тем, что
винт установлен на упор минимального шага, а стабилизацию
1
см-
уо -
Рис. 15.6. Схема системы
управления расходом топ¬
лива одновального ТВД с
ОТН управляемой произ¬
водительности
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 управ¬
ляемой производительности при недопустимом увеличении час¬
тоты вращения в процессе разгона двигателя.
Режим работы ТВД изменяют вручную с помощью РУД,
который через автомат приемистости АП по определенной прог¬
рамме перенастраивает регулятор перепада давления РПД, под¬
держивающий заданный положением РУД перепад давления топ¬
лива на дозирующей игле ДИ путем изменения производитель¬
ности ОТН. Проходное сечение ДИ зависит от воздействующего
на ее сервомотор СМ автомата высотно-скоростной корректи¬
ровки 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 nP=const) подача топлива к
форсункам обеспечивала поддержание температуры газа перед
турбиной Гг на близких к оптимальным постоянных уровнях
независимо от условий полета.
Очевидно, что точность вышеуказанной (программной) ста¬
билизации температуры газа перед турбиной невысока, поэтому
435
28*
в системе управления расходом топлива данного двигателя пре¬
дусмотрен ограничитель величины Т’г, который, косвенно измеряя
ее по температуре газа за турбиной Т\ и атмосферному давлению
рн. осуществляет слив дозированного топлива в магистраль
низкого давления в случае возможного превышения температу¬
рой Т г максимально допустимого по условиям прочности
деталей турбины значения.
Для предохранения от перегрузок деталей редуктора в ТВД
применяют ограничитель крутящего момента Мкр, который в
случае превышения ЛДр максимально допустимого значения
(при взлете и наборе высоты на взлетном режиме в условиях
низких Д,) открывает частичный слив дозированного топлива
в магистраль низкого давления, уменьшая его подачу к форсун¬
кам. Ограничитель крутящего момента поддерживает постоян¬
ную мощность двигателя от земли до расчетной высоты и обеспе¬
чивает таким образом заданную высотность ТВД при относи¬
тельно 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 производитель¬
ности ОТН и подачи топлива к форсункам по оптималь¬
ному закону.
Вертолетный турбовальный двигатель с основным топливным
насосом неуправляемой производительности (рис. 15.7). Дан-
Рис. 15.7. Схема системы управления расходом топлива вер¬
толетного 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 фнв- 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 изме¬
няют 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, изме¬
няющий с помощью сервомотора СМ проходное сечение дозиру¬
ющей иглы ДИ, на которой КПД поддерживает заданный пере¬
пад давления путем перепуска избыточного количества топлива
с выхода из ОТН на его вход. Режим работы двигателя в диапа¬
зоне режимов функционирования регулятора nCT=const можно
изменить загрузкой винта (фН13) 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 пос¬
тоянном уровне, воздействуя через автомат приемистости АП
на сервомотор дозирующей иглы, изменяющий ее'проходное сече¬
ние и подачу топлива в камеру сгорания. На повышенных режи¬
мах механизм объединенного управления МОУ выключает из
работы регулятор nTK=const, в результате чего рычаг «Шаг —
газ» может воздействовать только на загрузку несущего
винта, изменяя фнв. При переводе рычага «Шаг — газ» в положе¬
ние максимального режима МОУ вновь включает в работу регу¬
лятор п1К, который при этом обеспечивает ограничение макси¬
мальной частоты вращения ротора турбокомпрессора путем
перемещения дозирующей иглы в сторону уменьшения подачи
топлива в случае превышения величиной птк предельно допусти¬
мого уровня.
Ограничители температуры газа перед турбиной Тх и степени
повышения давления воздуха в компрессоре пк при выходе этих
параметров за максимально допустимые границы подают управ¬
ляющие сигналы на сервомотор дозирующей иглы, направленные
на уменьшение подачи топлива в двигатель.
В рассматриваемом ГТД предусмотрено ограничение макси¬
мального 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 дозиру¬
ющей иглы по оптимальному закону.
15.4. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ ОБ ОСНОВНЫХ АГРЕГАТАХ
СИСТЕМ ТОПЛИВОПИТАНИЯ
К агрегатам систем топливопитания ГТД относятся подкачи¬
вающие и основные топливные насосы, рабочие форсунки,
фильтры, топливомасляные радиаторы и трубопроводы.
Подкачивающие топливные насосы. Наиболее часто исполь¬
зуют подкачивающие двигательные насосы центробежного типа.
Они просты по конструкции, обладают высокой производитель¬
ностью при малых габаритах и массе, менее других типов насо¬
сов 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 помошью специ¬
альной 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 давле¬
ния 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 атмосфе¬
рой, что позволяет изменять давление топлива за насосом про¬
порционально 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 позво¬
ляют изменять производительность независимо от частоты вра¬
щения без перепуска и дросселирования топлива. Вместе с тем
они конструктивно наиболее сложны и содержат прецизион¬
ные плунжерные пары, чувствительные к загрязнению топлива,
его смазывающей способности и химическому составу, т. е. к
факторам, способствующим возможности заклинивания, возник¬
новению сухого трения, износу и коррозии. Плунжерные насосы
надежно работают при температурах топлива не более 100...
120 °С, при которых оно еще обладает достаточной смазывающей
способностью.
Располагаемую объемную производительность плунжерного
насоса можно вычислить по следующей формуле, л/мин:
^Н=/-^Лтмлт1н10-6, (15.1)
где tjh — коэффициент объемной подачи (т]н=0,95...0,98); п —
частота вращения ротора («=4000...5000 об/мин); /ггаах — макси¬
мальный ход плунжера (Лтах= 15...30 мм); dn — диаметр плун¬
жера (е?п= 12... 15 мм); г — число плунжеров, которое выбирают
нечетным для уменьшения пульсаций давления топлива.
Обычно г'=7,9 (или 11).
Для удовлетворения потребностей двигателя в топливе при
возможном износе элементов качающего узла или в случае при¬
менения топлива с пониженной плотностью располагаемая произ¬
водительность насоса должна быть на 5... 10% больше потребной,
т. е. вычисленная по формуле (15.1) величина должна соответст¬
вовать равенству:
^н—(1,05... l,l)g^-, (15.2)
где GT — часовой расход топлива через двигатель на расчетном
режиме, кг/ч; дт — плотность топлива (~0,8 кг/л).
При существенном отклонении от условия (15. 2) необходимо
в нужном направлении изменить параметры качающего узла
насоса в пределах рекомендованных для них значений и вновь
повторить расчет величины WH 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 Ю0...120°С) 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 парамет¬
рам качающих узлов. Число зубьев шестерен для них увеличи¬
вают 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 выби¬
рают 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 мень¬
ше, 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 испа¬
рительных или распыливающих форсунок. В качестве распылива-
440
ющих форсунок, которые получили наибольшее распространение
в ГТД. используют центробежные форсунки, обеспечивающие
хорошее качество распыла топлива и его оптимальное распреде¬
ление по объему камеры сгорания.
Схема простейшей центробежной форсунки приведена на рис.
15.8,0. Топливо по нескольким тангенциальным каналам 1
поступает в камеру закручивания 2 распылителя и по спираль¬
ной траектории движется к центральному соплу 3. В каждой
точке этой траектории момент количества движения будет прак¬
тически неизменным (при незначительных потерях на трение),
что приведет к существенному увеличению частоты вращения
топлива вследствие уменьшения радиуса вращения. Возникаю¬
щие 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 обра¬
зом, чтобы угол при вершине конуса распыла составлял 80...90°
на расчетном режиме, 110...120° — на режиме малого газа и при¬
мерно 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:
^тф = р F с'у/ 2 Qt Д Рф, (15.4)
где р, — коэффициент расхода, зависящий от суммарной площади
проходных сечений тангенциальных каналов и геометрии распы¬
лителя; Fc — площадь выходного сечения сопла, м2; рт — плот¬
ность топлива, кг/м3; Дрф— разность между давлением топлива
перед форсункой и давлением воздуха в камере сгорания (пере¬
пад давлений на форсунке), Па.
Основным параметром, от которого зависит качество распы-
ливания топлива, является величина Дрф. Для авиационных
керосинов удовлетворительное качество распыливания центро¬
бежными форсунками может быть достигнуто при перепаде дав¬
ления 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 Дрф (при прочих равных условиях) необходимо изменять
в 225...625 раз.
Если для минимального расхода топлива принять вышеука¬
занные 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 — танген¬
циальные каналы II контура; 7 — распределительный клапан;
3 — сопло И контура; 9 — сопло I контура; 10 — камера закру¬
чивания II контура; 11—камера закручивания I контура; 12—
общая камера закручивания; 13 — диафрагма
расход будет обеспечен при перепадах ~ 70...240 МПа и при¬
мерно при таких же давлениях перед форсунками. Столь
высокие давления недопустимы по условиям надежности элемен¬
тов системы топливопитания — работоспособности качающих
узлов топливных насосов, прочности трубопроводов, герметич¬
ности 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 Дрф и другие
параметры уравнения (15.4), в частности коэффициент расхода
р и площадь сечения сопла Fc.
Для изменения величины Fc используют два контура центро¬
бежных форсунок, первый из которых работает на всех режимах,
начиная с минимального, а второй вступает в работу при увели¬
чении 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 сгора¬
ния, а в трубчато-кольцевых совместное их размещение затруд¬
нительно 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 закру¬
чивания 11 топливо поступает из коллектора I контура, а во
внешнюю 10—из коллектора II контура, включаемого распреде¬
лительным клапаном 7. Площадь сечения выходного сопла II
контура 8 в 5...6 раз превышает площадь сечения сопла I кон¬
тура 9, поэтому после полного включения II контура расход топ¬
лива возрастает во столько же раз при неизменном давлении.
Для воздействия на расход топлива путем изменения коэффи¬
циента расхода р, возможно применение двухконтуряых одно¬
камерных 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 распреде¬
лительным клапаном 7 группы тангенциальных каналов 5 и 6.
Подача топлива в тангенциальные каналы II контура 6 сопро¬
вождается увеличением коэффициента р и пропорциональным
ему повышением расхода.
С целью повышения качества распыливания топлива на пони¬
женных режимах (при перекрытых каналах II контура) приме¬
няют 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 рас¬
ходными 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 режи¬
мах должно быть не более 10...20%.
Топливные фильтры. Присутствующие в топливе механи¬
ческие примеси могут вызвать увеличенный износ качающих
узлов топливных насосов, задиры на прецизионных парах авто¬
матических 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 металли¬
ческой сетки (латунной или никелевой), припаянной к пустоте¬
лому перфорированному отверстиями каркасу цилиндрической
формы, который установлен в герметичный корпус. Данный
цилиндрический фильтр, отличаясь предельной простотой конст¬
рукции, 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 перфори¬
рованного кожуха, предусматриваемого для защиты сеток от
повреждений при монтажных работах. Применяют также для
грубой очистки многосекционные сетчатые фильтры, аналогич¬
ные по конструкции вышеописанным масляным фильтрам (см.
рис. 14.5).
Тонкую очистку топлива осуществляют обычно с помощью
многосекционных сетчатых фильтров. Иногда используют фетро¬
вые, бумажные и нейлоновые фильтры, обеспечивающие более
высокую степень очистки. В каналах с относительно неболь¬
шими 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 1,5...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 диапа¬
зоне (до предельно малых величин), изменяя давление при
прессовании.
Из класса щелевых фильтров наибольшее распространение
получили резьбовые фильтры, которые часто применяют в топ¬
ливных 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, обеспечи¬
вающими 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 эле¬
ментов применяют сигнализаторы перепада давления, включа¬
ющие 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 топливо-
питания 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 обслужи¬
вания системы топливопитания.
Вследствие обратимой гигроскопичности авиационного топ¬
лива при снижении температуры происходит выделение из него
растворенной воды в виде мельчайших капель, которые в усло¬
виях 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 кави¬
тационных характеристик основного топливного насоса. Замерза¬
ние отстоя воды в полости подкачивающего насоса может выз¬
вать 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 соедине¬
ния и вода вызывают жидкофазную коррозию топливных агре¬
гатов. Среди сернистых соединений наиболее агрессивными
являются элементарная сера и меркаптаны, которые вызывают
сильные коррозионные повреждения деталей агрегатов, изготов¬
ленных из сплавов меди, и кадмированных деталей. Повышенная
кислотность топлива и присутствие в нем воды приводят к
коррозии стальных деталей. Интенсивность коррозионных про¬
цессов 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 тре¬
ния топливных агрегатов.
Наличие в топливе соединений серы и некоторых металлов
(например, ванадия и натрия) приводит при его сгорании к
возникновению высокотемпературной газовой коррозии на эле¬
ментах конструкции камер сгорания, турбин и выходных уст¬
ройств ГТД. Наиболее опасна ванадиевая коррозия, интенсив¬
ность 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 раз¬
личными растворителями (например, водой или водными раство¬
рами сульфата магния, алюминия и др.) и применяют антикор¬
розионные присадки.
При высоких температурах (выше Ю0...110°С) происходит
выделение из топлива в виде осадка микрозагрязнений, сернис¬
тых соединений, оксидов металлов, смол и твердых углеродных
частиц, образующихся в процессе разложения термически неста¬
бильных фракций. Этот осадок засоряет фильтры, форсунки и
вызывает повышенный износ топливных насосов. Уменьшение
образования такого осадка, т. е. улучшение термической стабиль¬
ности топлива, может быть достигнуто его очисткой от неугле¬
водородных примесей и добавлением специальных присадок,
например присадки «ТП» в количестве до 0,02%.
Температура топлива оказывает существенное влияние на
работоспособность центробежных форсунок. Уменьшение темпе¬
ратуры 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 силь¬
ное снижение производительности форсунок (из-за уменьшения
коэффициента р) происходит при температурах 150...200°С, вы¬
зывающих 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 радиа¬
торе с помощью термостатического клапана.
Попадание воздуха в систему топливопитания может при¬
вести 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 нару¬
шением герметичности и появлением течи топлива через дренаж¬
ные штуцера. Интенсивность износа уплотнений возрастает под
влиянием высокой температуры топлива, при которой манжеты
теряют эластичность.
Разрушения топливных трубопроводов в результате их коле¬
баний 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 образую¬
щей трубопровода возникают под действием пульсаций давления
топлива, а окружные трещины — в результате циклического
изгиба вибрациями, передаваемыми, главным образом, от кор¬
пуса двигателя. Снижению усталостной прочности трубопрово¬
дов способствуют искажения формы их поперечного сечения,
монтажные напряжения, поверхностные повреждения (вмятины,
забоины, риски и т. п.). Поэтому к качеству монтажа трубопро¬
водов предъявляют высокие требования.
Для снижения уровня вибронагруженности трубопроводов их
отдельные участки «отстраивают» от резонансных режимов, воз¬
действуя на частоты собственных колебаний путем изменения
расстояний между опорами. На опорах устанавливают аморти¬
заторы (резиновые, проволочные и др.), которые снижают интен¬
сивность вибраций, передаваемых от корпуса ГТД. Жесткие
трубопроводы соединяют с насосами при помощи гибких шлан¬
гов, демпфирующих вибрации, передаваемые от насосов. Ампли¬
туды пульсаций давления топлива уменьшают с помощью дрос¬
сельных пакетов, устанавливаемых в топливных магистралях.
С целью сохранения герметичности соединений трубопроводов
для их резьбовых элементов (гаек, болтов) применяют контро¬
вочные 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 ре¬
жим работы ГТД, характеризуемый процессом раскрутки его
ротора от неподвижного состояния или режима вращения авто¬
ротации до выхода двигателя на режим малого газа (минималь¬
ный установившийся режим работы двигателя). Запуск осу¬
ществляется 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 макси¬
мально допустимых значений температуры газа и частоты враще¬
ния ротора.
2. Безопасность, т. е. исключение возникновения очагов
пожара и обеспечение возможности быстрого прекращения за¬
пуска при аварийной ситуации.
3. Автоматизацию, т. е. обеспечение (после установки РУД в
положение, соответствующее запуску, и нажатия кнопки «За¬
пуск») выхода двигателя на заданный режим без выполнения до¬
полнительных ручных операций, а после окончания процесса за¬
пуска осуществление выключения пусковой системы и подготовки
ее к следующему запуску.
4. Автономность, т. е. обеспечение возможности осуществле¬
ния необходимого количества запусков без использования
аэродромных средств (количество запусков от бортовых источни¬
ков 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 надежно¬
сти 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 зави¬
симости 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 имею¬
щееся на двигателе ПУ не используется, а запуск осуществляет¬
ся 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, со¬
стоящую 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) ка¬
меры 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, обеспечиваю¬
щих дозировку подачи топлива в процессе запуска (автомат за¬
пуска, рабочие форсунки и др.).
ПУ представляет собой специальное устройство, предназна¬
ченное 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). Инер¬
ционные ПУ применяют в поршневых двигателях, где момент
сопротивления вращению весьма велик. В ГТД используют в
основном СТГ. ЭСТ прямого действия применяют на малораз¬
мерных ГТД и ВСУ.
Из механических ПУ основное распространение нашли тур¬
бинные стартеры (поршневые ПУ в виде двухтактных двига¬
телей использовались на начальном этапе развития ГТД).
Турбокомпрессорные стартеры (ТКС) представляют собой
малогабаритные ГТД. Среди бескомпрессорных турбинных
ПУ известны воздушные турбостартеры (ВТС), воздушно¬
тепловые, парогазовые и твердотопливные устройства. В ВТС
в качестве рабочего тела используется сжатый воздух. Воз¬
душно-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 по¬
мощью 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 пе¬
редаваемого 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 топли¬
вом или компонентами для получения пара или газа (для ТКС,
воздушно-тепловых и парогазовых турбостартеров), пиропатро¬
ны (для твердотопливных стартеров). Для обеспечения автоном¬
ности запуска в настоящее время большинство воздушных судов
снабжено ВСУ. Они используются в качестве ТКС, генераторов
сжатого воздуха, обеспечивающих питание ВТС и воздушно-теп¬
ловых 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 пуско¬
вые форсунки, устанавливаемые в воспламенителях. Подача
топлива в пусковую систему осуществляется, как правило, от
подкачивающего насоса ГТД. В некоторых случаях роль пуско¬
вой 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 воспла¬
менителях или жаровых трубах камеры сгорания.
Система управления запуском выполняется в виде автомати¬
ческой 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 спе¬
циальных устройств и преобразователей, обеспечивающих выда¬
чу команд при достижении определенной частоты вращения рото¬
ра двигателя и ПУ, давления воздуха за компрессором и т. д.
Система управления обеспечивает выполнение следующих
процессов: запуск двигателя на земле; холодную прокрутку дви¬
гателя; 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 ма¬
лого 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 нажи¬
мают кнопку запуска и с момента возникновения избыточной
мощности на выходном валу ПУ начинается раскрутка ротора
двигателя.
29*
451
Коммутационные устройства панели запуска включают прог¬
раммный механизм и систему зажигания. Через определенное
время, заданное циклограммой программного механизма, произ¬
водится открытие электромагнитных клапанов пусковой топлив¬
ной системы. Топливо подается в воспламенители, где создается
пусковой факел пламени. Основная топливная система в этот мо¬
мент обеспечивает подачу топлива в камеру сгорания через рабо¬
чие форсунки. Образовавшаяся топливовоздушная смесь поджи¬
гается пусковым факелом и турбина двигателя начинает созда¬
вать постепенно увеличивающийся избыточный момент. Дозиров¬
ка 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 спе¬
циальным устройством, срабатывающим при достижении роторов
двигателя определенной частоты вращения. В обоих случаях про¬
граммный механизм после прекращения запуска приводит систе¬
му управления запуском в исходное состояние.
Дальнейший вывод двигателя на режим малого газа осу¬
ществляется 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
МУ1=МПУ-МС, (16.1)
где Му — момент, идущий на ускорение ротора ГТД;
Мт — момент, развиваемый ПУ;
452
Мс — момент сопротивления вращению ротора ГТД.
Второй этап запуска начинается с момента воспламенения
топливовоздушной смеси в камере сгорания (п—п\) и заканчи¬
вается при выключении ПУ (п=п2). Ускоряющий момент на
этом этапе равен:
Мун=МПу-\- Mi — Мс, (16.2)
где Мт — момент, развиваемый турбиной двигателя.
На третьем этапе запуска ротор ГТД раскручивается только
турбиной двигателя:
Муш=Мт — Мс- (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 по¬
этому 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 давле¬
ния топлива перед рабочими форсунками. Частота вращения ро¬
тора ГТД оказывается выше, чем на режиме авторотации, что
расширяет диапазон высот и скоростей полета, при котором воз¬
можен запуск в воздухе.
16.2. РАСЧЕТ ПУСКОВЫХ СИСТЕМ
Основными задачами расчета пусковых систем являются
определение потребной мощности ПУ и продолжительности за¬
пуска двигателя.
Потребная мощность ПУ равна:
А!Пу=2пМпуП, вт, (16.4)
где момент измеряется в Н-м, а частота- вращения в об/с.
Для электрических и турбинных стартеров можно принять
МПу=М0 — сп, (16.5)
453
где Af0 — начальный пусковой момент;
с — коэффициент, зависящий от типа ПУ, 0^с -
Для ПУ, в конструкцию которого включены гидромуфты или
дифференциальный редуктор, с~0. В этом случае мощность ПУ
увеличивается пропорционально частоте вращения ротора. При*
сф 0 мощность достигает максимума при Мпу=М0/2 и частоте
вращения п=Мй/2с.
Следует иметь в виду, что для обеспечения приемлемой
продолжительности запуска крутящий момент Миу при частоте
вращения п, должен в 2...3 раза превышать момент сопротив¬
ления вращению Мс.
Время запуска т3 может быть найдено с учетом того, что
крутящий момент Му, вызывающий ускорение ротора, в соответ¬
ствии с уравнением движения равен
My==2nJ pdn/dx, (16.6)
где /р — массовый полярный момент инерции ротора двигателя,
Н ■ м ■ с2.
Следовательно,
"мг
т3=2л;/р f dn/My, с, (16.7)
где пмг — частота вращения ротора двигателя на режиме малого
газа, об/с.
Для определения Му на различных этапах запуска необходи¬
мо иметь зависимости для Мс и Мт.
Момент сопротивления вращению ротора двигателя скла¬
дывается из моментов сопротивления вращению компрессора
Мк, агрегатов и момента для преодоления сил трения. Первый
из моментов сопротивления является основным. Обычно прини¬
мают, что он пропорционален квадрату частоты вращения:
Мк=ап2. (16.8)
Коэффициент пропорциональности и определяется через па¬
раметры на режиме малого газа
а=
^•ag.k^n Н • М
т,к«3мг ’ (об/с)2’
(16.9)
где Lagk—адиабатическая работа компрессора, Н-м/кг; G„ —
расход воздуха, кг/с; riK — 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=п, Л4Тп=0; при п~пр,
Мти=МСп,
б) на третьем этапе запуска: при n = n2 AfTin=AfTii; при п = пмг
7V1т = Л11г
•ш Чп
Таким образом, продолжительность запуска можно найти как
~П1 п2 ПМГ
т3 = 2л/„ ^dn/Myt+ \)dn/MVn + $ dn/Mw
'•Ч+ТП + ТШ Тпу+ Т///,
(16.11)
где т,; тп; тш — продолжительности каждого из этапов запуска,
соответственно;
МУ1; Л4Уп; Л4Уш— определены соотношениями (16.1) — (16.3);
тпу — продолжительность работы ПУ.
Ввиду громоздкости подинтегральных выражений целесо¬
образно применять графоаналитический способ вычисления, раз¬
бивая диапазон частот вращения на участки Ап, и определяя
продолжительности Ат, по формуле
Лт, = 2л/„Ап,/Мус,,,, (16.12)
где МУср/ — среднее значение Му на г-м участке.
Если полученное значение продолжительности запуска не
соответствует реальному, то следует задаться новым значением
потребной мощности ПУ, имея в виду, что с ростом послед¬
ней продолжительность запуска сокращается.
16.3. ПУСКОВЫЕ УСТРОЙСТВА
ПУ представляют собой один из основных элементов пуско¬
вой системы, определяющих, как правило, ее тип и основные кон¬
структивные 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 на¬
ходят 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 двухскоро¬
стную передачу с автоматическим переключением скоростей. В
схеме, представленной на рис. 16.3, это достигается путем
Рис. 16.3. Кинематическая схема СТГ:
J — СТГ; 2 — роликовая муфта; 3 — храповая: муфта
включения двух муфт свободного хода: храповой и роликовой.
При работе СТГ в пусковом режиме роликовая муфта 2 выклю¬
чена 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 автомати¬
чески регулируется. В начальный период для безударного сцеп¬
ления 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 соеди¬
нении 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 энер¬
гии, а также увеличить избыточный момент ЭСТ.
Рост напряжения в сети при запуске от генератора, являюще¬
гося источником питания ЭСТ, является обычно многоступенча¬
тым 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 мощ¬
ности их масса и особенно масса аккумуляторных батарей быстр-
ро растет. Приемлемые характеристики пусковой системы могут
быть получены при наличии на воздушном судне ВСУ, обеспечи¬
вающей привод генератора для питания ЭСТ.
Турбокомпрессорные стартеры
ТКС представляет собой малогабаритный ГТД, избыточная
мощность которого используется для раскрутки ротора запускае¬
мого двигателя. Подобные ПУ обладают большой мощностью
(до 70... 180 кВт) и возможностью осуществления многократных
запусков.
Конструктивные особенности ТКС обусловлены необходи¬
мостью получения небольших габаритов и массы. В связи с этим
для них характерно применение центробежных компрессоров с
односторонним входом, укороченных камер сгорания, двухопор¬
ных роторов и т. д. Существует несколько схем ТКС, из которых
наибольшее распространение получили турбостартеры с гидро¬
муфтой 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. Редук¬
тор за счет применения гидромуфты имеет переменное передато¬
чное 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 со¬
бой, 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 дви¬
гателя. Применение подобной схемы дает также возможность
получить более высокие значения начального пускового момента,
а также снизить динамические нагрузки, действующие на эле¬
менты редуктора.
К недостаткам ТКС относятся большая продолжительность
запуска (до 120 с), так как процессы запуска самого Г1У и
запускаемого двигателя совершаются последовательно, и мень¬
шая надежность пусковой системы из-за сложной конструкции.
457
Воздушные турбостартеры
BTC представляет собой турбину, работающую на сжатом
воздухе. Воздух, необходимый для работы ВТС, может поступать
I
II1/1 Ши
иш
/7777 /7777
п
77
Рис. 16.4. Схемы ТКС с гид¬
ромуфтой (а) и свободной
турбиной (б):
1 ротор турбины компрес¬
сора; 2 — ротор компрессо¬
ра; 3 — редуктор; 4 — гидро¬
муфта; 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 за¬
пускаемого двигателя, и клапан подвода воздуха с системой
управления. Воздух подается с давлением (3...4) 105 Па и темпе¬
ратурой 400...450 К- Мощность ВТС может варьироваться в
широких пределах (от 20 до 350 кВт), а удельные характеристи¬
ки пусковой системы с бортовым генератором сжатого воздуха
не хуже, чем у ТКС.
Генератор сжатого воздуха представляет собой вспомогатель¬
ный 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 сгора¬
ния, но и в специальный ресивер. Через перепускной клапан,
положение которого регулируется системой управления процес¬
сом запуска, сжатый воздух от ресивера подается по трубопрово¬
дам к ВТС.
Значительная мощность, развиваемая- ВТС, обусловливает
малое время запуска, а высокий начальный крутящий момент
позволяет их использовать для запуска ГТД большой тяги.
458
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 Г1У. Кроме того, в меха¬
низме соединения иногда предусматривают конструктивные эле¬
менты, ограничивающие передаваемый крутящий момент.
Редуктор состоит из двух частей, одна из которых конструк¬
тивно выполнена заодно с Г1У, 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 прос¬
тые (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 свобод¬
ного хода: храповые или роликовые. В зависимости от способа
соединения различают храповые муфты двух типов: центробеж¬
ные и осевые.
Центробежная храповая муфта (рис. 16.6) состоит из веду¬
щей части 4, связанной с валом Г1У, и ведомой 2, соединенной с
ротором двигателя. На ведущей части расположены собачки /.
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
Г1У ведомая часть муфты обгоняет ведущую, а собачки развора¬
чиваются в нерабочее положение центробежными силами, так
как масса нерабочего плеча собачки больше массы рабочего
плеча.
460
Осевая храповая муфта (рис. 16.7) включает ведущий храпо¬
вик 5, связанный с валом ПУ винтовыми шлицами 2, и ведомый
храповик 6, соединенный с валом двигателя. При запуске веду¬
щий храповик перемещается в осевом направлении из-за собст¬
венной инерционности и торможения кольцом 4. прижимаемым
пружиной 1, и входит в зацепление с ведомым храповиком. При
выключении ПУ ведомый храповик обгоняет ведущий и переме¬
щает последний в исходное положение.
Рис. 16.7. Осевая храповая муфта:
1 — пружина: 2 — винтовые шлицы; 3 — корпус муфты; 4 — фетро¬
вое 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 вращающем¬
ся 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 дости¬
гается установкой спиральной пружины 3. Сцепление осу¬
ществляется 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 обеспе¬
чивается 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
161
в
I-
в-в
Вид А
Рис. 16.8. Роликовая муфта:
1 — сепаратор; 2 — звездочка; 3 — пружина
Вид на турбину без лопаток
В уменьшенном масштабе
462
из ведущей части — центробежного насоса 1 и ведомой
центростремительной турбины 2. При работе полость гидромуфты
наполняется маслом, которое циркулирует в направлении, ука¬
занном на рис. 16.9 стрелками. При этом частота вращения
турбины всегда меньше частоты вращения насоса.
С помощью гидромуфты может быть обеспечено регулирова¬
ние передаваемого крутящего момента. Его ограничение осуще¬
ствляется также фрикционными муфтами, применяемыми в ЭСТ.
16.5. СИСТЕМЫ ЗАЖИГАНИЯ
Для воспламенения топливовоздушной смеси в жаровых
трубах камеры сгорания двигателя применяется обычно низко¬
вольтная конденсаторная система, включающая агрегат зажига¬
ния и свечи поверхностного разряда.
Агрегат зажигания включает пусковые катушки, конденсато¬
ры, 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 осуществля¬
ется током вторичной обмотки через выпрямитель. При достиже¬
нии напряжения, равного сумме пробивных напряжений разряд¬
ника и свечи (1500...2000 В), конденсатор разряжается и между
электродами свечи образуется поверхностный разряд, повторяю¬
щийся с частотой 5...30 Гц. Активизатор обеспечивает повышение
напряжения, подаваемого на свечи.
Электроэрозионные свечи поверхностного разряда имеют
центральный и боковой электроды, образующие кольцевое про¬
странство, 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 полу¬
проводником, 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 двух¬
контурных 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 запускае¬
мого двигателя применяют пусковые воспламенители, представ¬
ляющие собой миниатюрные камеры сгорания, в которых распо¬
ложены свеча зажигания и топливная форсунка.
463
Форсунка (обычно используют форсунки центробежного ти¬
па) обеспечивает подачу пускового топлива в камеру воспламе¬
нителя, где осуществляется интенсивное завихрение поступающе¬
го воздуха. Например, в конструкции воспламенителя, представ¬
ленной 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 топливовоздуш¬
ной смеси пламя с большой скоростью выбрасывается через
горловину воспламенителя в основную камеру сгорания и осу¬
ществляет 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 воспла¬
менителей, 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 распо¬
лагаемой мощности Г1У. 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 воз¬
духа.
Ухудшение работы пусковых воспламенителей связано со сни¬
жением эффективности распыления и испарения пускового топли¬
ва и уменьшением мощности разряда при низких температурах.
Изменение пусковых свойств двигателя и располагаемой мощ¬
ности ПУ приводит к несоответствию характеристик автомата
запуска пусковым свойствам ГТД, что также ведет к снижению
надежности запуска.
Характерные проявления отклонения потребных и располагае¬
мых моментов от расчетных значений заключаются в «зависа¬
нии» частоты вращения ротора запускаемого двигателя и увели¬
чении времени запуска. Если зависание частоты вращения
наблюдается до отключения Г1У («холодное зависание»), то его
причинами могут быть недостаточная мощность Г1У, запаздыва¬
ние подачи и малое давление топлива, ухудшение работы пуско¬
вых воспламенителей и т. д.
«Зависание» частоты вращения ротора ГТД после отключе¬
ния 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 способ¬
ность изделия сохранять заданное качество в определенных
условиях эксплуатации [4, 18]. Она принадлежит к числу важ¬
нейших 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, ре¬
монтных предприятий ГА и предприятий авиапромышленное™.
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 эксплуата¬
ции; выбором материалов с прогрессивными прочностными свой¬
ствами и перспективных технологических процессов. Обеспечению
высокой надежности в значительной степени способствует при¬
менение в конструкции ГТД унифицированных составных ча¬
стей, качество которых проверено опытом эксплуатации ранее
созданных двигателей. Для проверки наличия и достаточности
заложенных при проектировании запасов работоспособности вы¬
полняют большой комплекс испытаний опытных двигателей, в
числе которых значительное место занимают ускоренные экви¬
валентные испытания на надежность.
В серийном производстве надежность ГТД обеспечивают ре¬
шением широкого круга практических вопросов, которые можно
разделить на две основные группы. Первую группу составляют
вопросы совершенствования технологических процессов в на¬
правлении повышения прочности деталей, главным образом,
путем формирования оптимальной структуры материалов и вы¬
сокого качества поверхностного слоя, оказывающих существен¬
ное влияние на выносливость, термостойкость и другие характе¬
ристики долговечности. Во вторую группу входят вопросы повы¬
шения точности и стабильности на всех этапах производства,
решаемые применением эффективных методов управления ста¬
бильностью производственных процессов и контроля качества
изделий.
466
Главными средствами, направленными на сохранение в экс¬
плуатации достигнутого уровня надежности двигателей, являют¬
ся их техническое обслуживание и ремонт. (В общей постановке,
рассматривая техническое обслуживание как средство приве¬
дения 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 де¬
фекты конструктивно-производственного характера, для устра¬
нения которых необходимо проводить доработки дефектных эле¬
ментов 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, поз¬
воляющим обнаруживать неисправности элементов на ранних
стадиях развития. Применение этих методов позволяет своевре¬
менно выполнять работы по предотвращению опасных отказов
двигателей и обеспечивает возможность наиболее полного ис¬
пользования заложенных в их конструкции ресурсных возможно¬
стей. Контроль состояния является неотъемлемой частью прог¬
рессивной системы обслуживания ГТД по техническому состоя¬
нию, обеспечивающей существенное повышение безопасности
полетов воздушных судов ГА и экономическую эффективность
использования двигателей. В связи с большой важностью и
эксплуатационной направленностью вопросов контроля техниче¬
ского 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 авиацион¬
ным 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 сохра¬
няемость.
Безотказность следует рассматривать как свойство ГТД не¬
прерывно сохранять работоспособное состояние в течение задан¬
ной наработки.
30*
467
Долговечность — это свойство двигателя сохранять работо¬
способность до наступления предельного состояния при установ¬
ленной системе технического обслуживания и ремонтов.
Ремонтопригодность — сложное свойство. Оно заключается
в приспособленности ГТД к обнаружению неисправностей и
предупреждению причин возникновения отказов, а также к под¬
держанию и восстановлению работоспособности путем проведе¬
ния технического обслуживания и ремонтов. Высокую ремонто¬
пригодность обеспечивают путем формирования в конструкции
двигателя и его системах целого комплекса свойств, основными
из которых являются следующие: контролепригодность, доступ¬
ность к элементам и их легкосъемность, модульность (блочность)
конструкции, взаимозаменяемость и восстанавливаемость эле¬
ментов.
Сохраняемостью называют свойство двигателя сохранять
показатели остальных свойств надежности в течение и после
сроков хранения и транспортирования.
Из рассмотренной совокупности свойств надежности ремонто¬
пригодность 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 ана¬
лизу 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. Ве¬
роятность безотказной работы P(t) можно приближенно
оценить по результатам наблюдений отказов в совокупно¬
сти достаточно большого числа двигателей N. одновременно
начавших работу при t = 0 и невосстанавливаемых в эксплуата¬
ции. Если для некоторой наработки t число отказавших двигате¬
лей составляет Nm(t), а число исправных равно N„(t)—N—
— AU0. то ЛДО/Л/ж P(t). При N-*- оо можно считать
P(t)=NK(t)/N.
Величины наработок t0T, при которых возможно дальнейшее
возникновение отказов двигателей в рассматриваемой совокупно¬
сти, должны быть больше заданной наработки t. Поэтому ве¬
роятность безотказной работы определяют как вероятность того,
что величина t0T (которую нужно понимать как случайную вели¬
чину) будет больше наработки /, т. е.
P{t)=Bxp{t„>t}. (17.1)
Функцию P(t) часто называют функцией надежности. Она
является убывающей. При /=0 отказы невозможны, поэтому
468
f*(0)=l,a при t-^ooP(t) ->-0, так как в этом предельном случае
должны произойти отказы всех двигателей.
Вероятность отказа F (t) связана с функцией надежности
равенством ,F(/) = 1—P(t). F(t) называют иначе функцией
распределения наработки до отказа. Производная от этой функ¬
ции /(t) =dF(t) /dt = — dP(t)/dt носит название плотности
вероятности отказа (плотности распределения наработки до от¬
каза). Функции F(t) и P(t) можно найти по известной плотности
I
вероятности f(t) путем интегрирования: F(t) =^/(t)dt\ P(t) =
о
= ^f(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 /(f) 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
> / а /(0 I dP(t)
М ’ P(t) P(t) dt
(17.2)
Численные значения функции k(t) обычно получают по дан¬
ным регистрации отказов ГТД, используя для расчета следую¬
щую приближенную формулу:
k(t) я»
ANOT(t,t + M)
N.W-M ’
(17.3)
где AN0T(/,/-)-At)—число отказавших двигателей в интервале
наработки At — 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 зави¬
симость между вероятностью безотказной работы и интенсив¬
ностью отказов в следующем, общем виде:
t
Я(/)=ехр|~ —^A,(/)d/j.
(17.4)
469
Эта зависимость является одним из наиболее практически важ¬
ных соотношений в теории надежности. Она позволяет по извест¬
ной из статистических наблюдений функции k(t) оценить законо¬
мерность распределения отказов двигателей.
Для случая постоянной интенсивности отказов k(t)=
7.=const из формулы (17.4) вытекает экспоненциальный закон.
безотказности:
P(t) =ехр( — kt), (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 до отказа т =
которая для случая экспонен¬
циального закона безотказности (X=const) обратно пропор¬
циональна интенсивности отказов (т= 1 /к).
Если двигатель рассматривать как восстанавливаемый
объект, то в качестве показателя безотказности для него следует
вместо интенсивности k(t) использовать параметр потока отка¬
зов co(t), определяемый как отношение среднего числа отказов
за произвольно малый интервал наработки к величине этого
интервала. Параметр co(t) необходимо определять с учетом того,
что каждый двигатель в рассматриваемом интервале наработки
может приходить в состояние отказа многократно после соответ¬
ствующих восстановлений.
Используя статистику отказов, величину параметра w(t)
можно оценить по приближенной формуле:
ш(0
I
n;u)m
."■(О
^ Дпот.,(и + Д0^|,
(17.6)
где Длот.,(/,/ + ДД—число отказов в интервале наработки
(t,t-\-At) каждого из совокупности двигателей NK(t), исправных
при наработке t.
При условии w(t) = со = const для определения вероятности
безотказной работы ГТД как восстанавливаемых объектов мож¬
но применять экспоненциальный закон (17.5), который в этом
случае будет иметь вид P(t)=^exp(— cot).
Из числа показателей долговечности ГТД наибольший, инте¬
рес 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 ху можно найти из уравнения:
P(ry) = \f(t)dt=y/100,
(17.7)
где Р(ty) — вероятность недостижения предельного состояния
при наработке ty; f(t) — плотность распределения нара¬
ботки двигателя до наступления предельного состояния.
Часто используют более простой показатель долговечности —
средний ресурс т, определяемый как математическое ожидание
ресурса:
[tf(t)dt--
JP(t)dt.
По математической записи
(т. е. формально) средний ресурс совпадает со средней наработ¬
кой до отказа. Однако по фактическому смыслу эти показатели
различны, так как характеризуют различные состояния двигате¬
ля. Если средняя наработка до отказа, как и другие показатели
безотказности, характеризует переход двигателя из работоспо¬
собного состояния в неработоспособное, то средний ресурс оце¬
нивает возможность наступления предельного состояния, из ко¬
торого 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, за¬
меной агрегатов или легкосъемных модулей и т. д. При достиже¬
нии 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 дисКаг способно вызвать
вторичные разрушения элементов двигателя и самолета с тяже¬
лыми последствиями. Прогары и оплавления лопаток соплового
аппарата турбины приводят к сильному падению тяги и увеличе¬
нию удельного расхода топлива двигателя, что делает его ис¬
пользование 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 ремон¬
та нецелесообразно, а в некоторых случаях и невозможно. При¬
менение такого двигателя по назначению вообще должно быть
прекращено.
17.2. ВЛИЯНИЕ УСЛОВИЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ
НА ПОКАЗАТЕЛИ БЕЗОТКАЗНОСТИ ДВИГАТЕЛЕЙ
Авиационные ГТД, как и многие другие технические устрой¬
ства, имеют три характерных периода эксплуатации с различны¬
ми уровнями интенсивности отказов и закономерностями их
471
проявления. Эти периоды следующие (рис. 17.2): I — приработка
(начальный период эксплуатации); II — этап нормальной экс¬
плуатации; 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) (к—ха¬
рактеристика) имеет повышенное значение, что обусловлено
отказами элементов, имеющих необнаруженные при сборке
(скрытые) дефекты металлургического или технологического ха¬
рактера, 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 происхо¬
дит приработка их составных частей и, как говорят, «выжигание»
дефектов, что сопровождается снижением интенсивности отка¬
зов. При хорошо поставленном контроле качества изделий, высо¬
кой точности и стабильности производства, эффективной провер¬
ке и тренировке ГТД при заводских испытаниях начальная ин¬
тенсивность отказов на периоде приработки может быть сущест¬
венно 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 харак¬
тер. Они обусловлены возникновением неучтенных при проекти¬
ровании ситуаций, внезапным воздействием внешних факторов
(например, попаданием в двигатель посторонних предметов),
проявлением факторов эксплуатационного характера (перегрева¬
ми, перегрузками, неправильно выполненными работами по тех¬
ническому обслуживанию) и другими причинами. Отказы данной
категории носят название внезапных отказов. Их нельзя преду¬
предить профилактическими методами технического обслужива¬
ния, так как они отражают заложенные в двигатель свойства,
которые объективно проявляются в заданных условиях его при¬
менения.
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 предель¬
ных состояний. Отказы данного типа носят название постепен¬
ных. Они могут быть вызваны не только механическим износом
деталей, но и накоплением в них любых повреждений: усталост¬
ных, коррозионных, эрозионных, термоусталостных и т. п. По¬
степенные отказы возникают в период износа совместно с внезап¬
ными. Основным путем предотвращения сильного ухудшения
надежности ГТД в третьем периоде эксплуатации является свое¬
временная замена поврежденных элементов, а при невозможно¬
сти такой замены — отправка двигателя в ремонт.
Наработка ty, соответствующая началу периода износа, игра¬
ет очень важную роль в проблеме надежности ГТД. Ее можно
рассматривать как гамма-процентный ресурс с высокой вероят¬
ностью недостижения предельного состояния. Величину ресурса
Ху необходимо знать для каждого конкретного двигателя и не
допускать ее превышения в эксплуатации, которое приведет к
существенному снижению надежности, недопустимому по усло¬
виям безопасности полетов. Поэтому к числу главных задач
надежности ГТД следует отнести задачу прогнозирования ресур¬
са тт, которая в настоящее время, к сожалению, не имеет доста¬
точно точного решения.
Для анализа характера изменения надежности двигателей в
процессе их освоения в эксплуатации используют среднеста¬
тистические показатели безотказности, определяемые для неко¬
торых ограниченных календарных периодов (месяцев, кварталов,
лет). Основным среднестатистическим показателем безотказ¬
ности является средняя наработка на отказ:
где N — общее число двигателей; tt — наработка /-го двигателя
за рассматриваемый календарный период; Nor — число отказов
двигателей за этот период.
По известной величине Т*, вычисленной с помощью статисти¬
ческих данных для заданного календарного периода и ка¬
кого-либо типа отказов, можно найти следующие среднестатиче¬
ские показатели безотказности: параметр потока отказов в поле¬
те ю*п=1/т оп; интенсивность отказов, приводящих к досрочному
съему двигателей ^дСД=1/т дсд; параметр потока отказов, устра¬
няемых в эксплуатации Моуэ=1/т оуэ; параметр суммарного пото¬
ка отказов (jl>2=1/t 2.
На рис. 17.3 в качестве примера приведено изменение показа¬
телей Юоп и Я,дСД по годам эксплуатации для двух типов ГТД.
Из этого рисунка следует, что в течение первых 3.,.4-х лет проис-
N
(17.8)
473
ходит непрерывное повышение надежности ГТД, обеспечиваемое
в производсте путем совершенствования конструкции и техноло¬
гии по мере выявления неисправностей деталей двигате¬
лей в эксплуатации. Так осуществляется принцип обрат¬
ной связи между производством и эксплуатацией. Через 3...4
Рис. 17.3. Изменение ло
годам эксплуатации ин¬
тенсивности отказов, при¬
водящих к досрочному
съему, А*сд (---) и пара¬
метра потока отказов (вы¬
ключений) в полете <ооп
( ) для ТВД (О)
и ТРДД(.)
года эксплуатации уровень надежности двигателей стабилизи¬
руется при величинах показателей со‘п= (0,025...0,04) • 10~3ч-1
<С=25000...40000 ч) и л;сд= (0,15...0,25) • KTV1 (хдся=
= 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 поле¬
та (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 ин¬
тенсивное накопление малоцикловых и термоусталостных по¬
вреждений в элементах конструкции двигателей, что приводит к
474
возрастанию числа их отказов. По усредненным данным, приве¬
денным на рис. 17.4, параметр потока отказов в полете на корот¬
ких 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:
flo#
0,248, 0,098 0,379
I п • %
(17.9)
полученное в результате обработки данных о суммарных отказах
совокупности нескольких типов ГТД пассажирских самолетов
[4]. В уравнении (17.9) т2 — средняя наработка на отказ, ч;
а0 — коэффициент (а0>0); — суммарная наработка парка
двигателей с начала эксплуатации, ч; /п — 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 значи¬
мый показатель степени при величине Д свидетельствует о
существенном благоприятном влиянии суммарной наработки
двигателей (^>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 по¬
казатель т2 оказывает продолжительность полета t„. В противо¬
вес первым двум факторам, увеличение доли использованных за
ресурс максимальных режимов приводит к значительному сни¬
жению средней наработки на отказ (так как г>1, а показатель
степени при г меньше нуля и более значимый, чем при осталь¬
ных факторах).
Весьма показательным примером того, как существенно за¬
висит надежность двигателей от условий их применения, яв¬
ляется замеченное по данным наблюдений [4] отличие в уров¬
нях безотказности ТВД, установленного на двух самолетах раз¬
личного 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 климати¬
ческих условий показано на рис. 17.6 в виде относительного
изменения по кварталам года интенсивности отказов, приводя¬
щих 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 необ¬
ходимо учитывать путем дифференцированного подхода к уста¬
новлению ресурса двигателей и контролю его расходования
в эксплуатации.
I II III IV
Кварталы года
Рис. 17.5. Изменение по
наработке суммарного по¬
тока отказов ТВД при
•эксплуатации на пасса¬
жирском ( • ) и грузовом
(О) самолетах, имеющих
одинаковую продолжи¬
тельность 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 без¬
отказной работы ГТД за один полет средней продолжитель¬
ностью tn можно оценить с помощью экспоненциального
закона (17.5), используя среднестатистические показатели
безотказности. Так, например, если известны величины па¬
раметра потока отказов двигателей в полете моп и интен¬
сивности отказов, приводящих к их досрочному съему Л*сд,
то оценки соответствующих вероятностей будут иметь вид
Роп=ехр (—ОогДп). РдсД=ехр (—Я.дСД/п)- Первая из этих вероят¬
ностей Роп 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 Рясд необходимо учитывать при
определении гамма-процентного ресурса ху (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 воздуш¬
ного судна. Однако двигатель представляет собой сложную
систему, состоящую из совокупности большого числа элементов,
и его надежность зависит не только от безотказности элемен¬
тов, но и от характера их объединения в систему.
Если рассматривать ГТД как систему элементов, отказ
каждого из которых приводит к отказу всего двигателя (на¬
пример, 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 Pt{t), функцию надежности
такой системы можно определить, используя теорему умножения
вероятностей, по формуле
Р(0= П я,(0.
i = 1
(17.10)
где п — число элементов.
Для случая, когда вероятности безотказной работы элемен¬
тов одинаковы и равны Pi{t)=P„ (Г), формула (17.10)
будет иметь вид P(t)=[P9n (7)]". Последнее выражение удобно
использовать, например, при оценке надежности рабочего колеса
по известной вероятности безотказной работы лопаток.
Эффективным способом повышения надежности многоэле¬
ментных систем является резервирование, которое обеспечивает
так называемую схемную избыточность. Если резервные эле¬
менты работают в таком же режиме, что и основные (нагру¬
женный резерв), то для системы можно принимать схему
параллельного соединения элементов. При таком соединении
вероятность безотказной работы системы равна
P(t) = l- ЯЕг-(0=1- Я [1 — Pt{01 > (17.11)
i=t i— 1
где Fi(t)—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.) резерви¬
рование 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 без¬
отказной работы элементов Pt{t\ 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 ал¬
гебре логики (алгебре Буля).
Для иллюстрации возможностей метода логических схем
рассмотрим следующий пример. Силовая установка вертолета
состоит из двух ЕТД, работающих на один редуктор (рис. 17.7).
Рис. 17.7. Принципиальная
схема силовой установки с
двумя ГТД (1 и 2), рабо¬
тающими на один редуктор
(Р)
При отказе одного из ЕТД по каким-либо причинам без его
разрушения (выключение двигателя) силовая установка может
продолжать работу. Но если отказ двигателя произошел по при¬
чине нелокализованного внутри корпуса разрушения элементов
ротора (например, разрыва диска турбины), то установка может
полностью потерять работоспособность из-за вторичных разру¬
шений и пожара. Следовательно, установка будет работоспособ¬
ной, 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 ЕТД й редуктор будут работоспособными.
Ерафическое выражение логических условий работоспо¬
собности называют логической схемой безотказности, которая
для рассматриваемой силовой установки приведена на рис. 17.8.
Каждое звено этой схемы означает соответствующее событие,
а именно: Аи А2—безотказности первого и второго ЕТД
478
по выключениям и нелокализованным разрушениям; Ах А2 —
отказы двигателей по выключениям; Ар — безотказность ре¬
дуктора.
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=AlA2Ap+A'lA2Ap + Al'A2Ap=Ap(AlA2+A'iA2+Al'A2),
(17.12)
где S — событие, заключающееся в безотказной работе уста¬
новки.
Заменяя в уравнении (17.12) события их вероятностями,
находим
Рсу(0=РШР«)Р2М + + Р,(0^2в(0]. (17.13)
где Pcy(t), Pp(t), Р,(0, P2{t)—вероятности безотказной работы,
соответственно, силовой установки, редуктора и двигателей;
F ib(0> F 2в(0— 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. Р(0 + Рв(0 + РНр(0=1. гДе Р,,,,(/)—вероятность нелока-
лизованного разрушения. С учетом этого выражения и при
условии, что двигатели имеют одинаковую надежность, из
уравнения (17.13) после несложных преобразований получаем:
рсу(0=РД0{РнР(0- [1 - рв(0]2}- (17-14)
где Р„р(0. Рв(0— вероятности безотказной работы двигателей
по нелокализованным разрушениям и выключениям.
В процессе преобразований уравнения (17.13) были использо¬
ваны следующие очевидные соотношения: Р,(0=Р2(/)=Р(^);
FiB(t) = F2B(t) = FB(t); P(t)= 1 — FJt) — PH[l(/);
FB(t)=l-PB(t)-, Дф(/) = 1 -Pjt).
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 си¬
стем используют схемно-функциональный метод [36], позволяю¬
щий оценивать вероятность безотказной работы системы в усло¬
виях проявления различных типов отказов отдельных элементов
и с учетом многообразия функций, выполняемых системой. Дан¬
ный метод рекомендован в работе [36] не только для количест¬
венного, 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 нижесле¬
дующий простой пример.
В период нормальной эксплуатации двигатели могут перехо¬
дить из работоспособного состояния S) в состояние отказа S2,
приводящего к их досрочному съему (ДСД), и в состояние отка¬
за S3, устраняемого в эксплуатации (ОУЭ). Согласно принципу
обратной связи между производством и эксплуатацией, после до¬
срочного съема двигателей выполняют необходимые доработки
на заводе-изготовителе, возвращая их в работоспособное состоя¬
ние (52^-5)). Эффективное применение методов контроля техни¬
ческого состояния ГТД в эксплуатации позволяет переводить
часть отказов из категории ДСД в менее значимую по послед¬
ствиям категорию ОУЭ (S2--*-S3).
Если принять, что переход двигателей из одного состояния
в другое происходит независимо от предшествующего этому пере¬
ходу состояния и в случайные моменты времени, то вышерас¬
смотренный процесс может быть определен как марковский про¬
цесс с непрерывным временем и дискретными состояниями [14].
Граф состояний для этого процесса изображен на рис. 17.9, где
символами обозначены плотности вероятностей переходов,
которые в данном случае совпадают с параметрами потоков
соответствующих отказов: tot2 — параметр потока отказов
(ППО), приводящих к ДСД; w2i — ППО, приведших к ДСД и
устраненных в результате доработок; ш23 — ППО, приводящих
ранее к ДСД и переведенных в категорию ОУЭ; (£>i3, ц>3| — пара¬
метры потоков отказов, устраняемых и устраненных в эксплуата¬
ции (а>13=(о31 = а>оуэ)• Перечисленные ППО можно найти по
480
P(t)
Fоуэ(Ь)
Рис. 17.9. Граф состояний парка ГТД
статистическим данным, зарегистрированным в течение некото¬
рого периода эксплуатации парка двигателей.
Для графа, приведенного на рис. 17.9, вероятности состоя¬
ний Si, S2 и S3 имеют следующий смысл: P(t) — вероятность
безотказной работы ГТД; FacJX(t) и Foy3(t) — вероятности отка¬
зов, приводящих к ДСД, и отказов, устраняемых в эксплуатации.
Указанные вероятности должны удовлетворять системе диффе¬
ренциальных уравнений Колмогоров вида
dP(t) /dt=— (ь>12 + ь)1з)Р(^) -|-ix)2\Fдсд(Д + ь>з1 Fоуэ(0;
dF дед (0 /dt = u>i2P (t) — (o)2i -Г 10 23) Fдед (ty,
dFoy3(t) /dt = t»l3P (t) -j-ь>2зГдсд(0 —b>3iFоуэ(0- (17.15)
Система уравнений (17.15) составлена по следующему про¬
стому правилу графа состояний [14]. Левая часть каждого урав¬
нения содержит производную вероятности состояния, а правая
имеет столько членов, сколько переходов связано с данным со¬
стоянием. 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 вероятно¬
сти того состояния, из которого исходит стрелка.
Заметим, что любое из трех уравнений системы (17.15) можно
заменить условием нормировки вероятностей ^(i') Ч-^гдсд(^) -|-
Гоуэ(0=1, так как состояния Si, S2 и S3 образуют полную
группу событий.
Начальные условия для системы уравнений (17.15) следует
задавать на основе анализа исходного состояния парка ГТД,
которое при t = О можно охарактеризовать равенствами Р(0) = 1,
F дед (0) — Дэуэ(0) =0. Интегрирование системы (17.15) при за¬
данных начальных условиях позволит определить вероятности
состояний, как функции времени, которые необходимы для ана-
481
31 Зак. 4527
лиза эффективности мероприятий, направленных на уменьше¬
ние числа досрочно снимаемых двигателей за счет их доработок
и перевода отказов из категории ДСД в категорию ОУЭ. При¬
мерный характер функции P(t), FJlCJ^t) и Д>уэ(0 показан на
рис. 17.10.
Рис. 17.10. Примерные зависимости вероятностей со¬
стояний S,, S, и S3 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 назы¬
вают гарантийными, так как в их пределах предприятие-изгото¬
витель или ремонтное предприятие гарантирует обусловленный
уровень безотказности двигателей по конструктивно-технологи¬
ческим причинам.
Ресурс можно трактовать как наработку, в течение которой
допустимо и целесообразно использовать двигатель в заданных
условиях эксплуатации. Допустимость и целесообразность опре¬
деляются, с одной стороны, требованиями к обеспечению функ¬
ционирования двигателя с необходимым по условиям безопасно¬
сти полетов уровнем безотказности, а с другой — максимальным
экономическим эффектом в эксплуатации. Таким образом, поня¬
тие 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 соответ¬
ствующих мер снижает их безотказность. Поэтому задача уста¬
новления ресурса требует поиска оптимального решения по кри¬
терию минимума производственных и эксплуатационных затрат
при условии жестких ограничений на уровень надежности.
По способу установления различают две разновидности ре¬
сурса: фиксированный и дифференцированный. Фиксированный
ресурс принимают для парка двигателей равным ресурсу наибо¬
лее слабого в прочностном отношении элемента конструкции
(например, рабочей лопатки или диска I ступени турбины).
Ремонт двигателя выполняют при этом через фиксированные зна¬
чения наработки независимо от его фактического состояния
(оценить которое в эксплуатации не всегда представляется воз¬
можным). Такой способ используют на ранних этапах эксплуата¬
ции 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 приемле¬
мую безотказность новых двигателей в эксплуатации.
Дифференцированный ресурс назначают различным для от¬
дельных наиболее ответственных элементов дигателя (диски, ра¬
бочие лопатки, жаровые трубы и др.) в зависимости от их фак¬
тических запасов работоспособности, определяемых для некото¬
рых типичных условий эксплуатации. При модульной конструк¬
ции 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 эксплуата¬
ции, которые, как это было показано в разд. 17.2, оказывают
существенное влияние на надежность ГТД. Поэтому наивыгод¬
нейшей формой использования двигателей следует признать
установление ресурса основным узлам и элементам по их факти¬
ческому состоянию. Эта форма может быть достигнута при эксп¬
луатации ГТД по состоянию с индивидуальными сроками ре¬
монтов каждого конкретного двигателя и его модулей, обосно¬
ванными с помощью достоверных методов технической диагно¬
стики. Назначение ресурса по состоянию будет обеспечивать
максимально возможное использование заложенных в конструк¬
цию 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 до¬
пустимой 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
31*
483
при определении действующих напряжений наиболее тяжелые
расчетные режимы и используя стандартные среднестатистиче¬
ские характеристики прочности конструкционных материалов
(длительной прочности, выносливости, малоцикловой усталости и
др.). Вычисленные коэффициенты запаса сопоставляют с норма¬
тивными значениями, которые отражают ранее накопленный
опыт проектирования, производства и эксплуатации двигателей
и гарантируют на этой основе их приемлемую надежность в пре¬
делах назначаемого ресурса.
На стадии опытно-конструкторской доводки ГТД для обосно¬
вания предполагаемого ресурса проводят большой комплекс экс¬
периментальных 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 выпол¬
няют путем длительных стендовых испытаний по эксплуатацион¬
ной программе, воспроизводящей в натуральном масштабе
времени режимы работы и нагрузки на элементы конструкции,
близкие к эксплуатационным. Окончательное решение о назначе¬
нии первоначального ресурса принимают на основании летных
испытаний двигателей, которые проводят с превышением нара¬
ботки по отношению к ресурсу на 200...300 ч. После отработки
двигателями в серийной эксплуатации заданного первоначаль¬
ного ресурса производят последовательное ступенчатое его уве¬
личение (по 200...300 ч), опираясь, главным образом, на опыт
эксплуатации. При больших наработках в эксплуатации возмо¬
жен переход к дифференцированному ресурсу, а для ГТД, обла¬
дающих достаточной контролепригодностью,— к ресурсу по со¬
стоянию.
По современным требованиям величины ресурса ГТД должны
достигать многих тысяч и даже десятков тысяч часов, при кото¬
рых ресурсные испытания в натуральном масштабе времени те¬
ряют практический смысл, так как потребуют чрезвычайно боль¬
ших затрат времени и будут задерживать, вследствие этого,
ввод двигателей в эксплуатацию. Поэтому для проверки надеж¬
ности высокоресурсных двигателей в настоящее время применя¬
ют ускоренные эквивалентные испытания, обеспечивающие рас¬
ходование 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 срав¬
нению с длительными ресурсными испытаниями. Время таких
испытаний сокращают, главным образом, за счет эквивалентной
по поврежденности элементов ГТД замены длительных эксплуа¬
тационных режимов, мало влияющих на выработку ресурса, бо¬
лее тяжелыми, но значительно менее продолжительными эксп¬
луатационными режимами.
484
В качестве меры ресурса часто принимают запасы длительной
статической прочности деталей горячей части ГТД (обычно ра¬
бочих 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 материа¬
лов вида [4]
от{Т)т = С(Т), (17.16)
где т — время до разрушения материала под действием ста¬
тического напряжения а при температуре Т; т(Т), С(Т) — коэф¬
фициенты уравнения, зависящие от температуры.
Степень повреждений проверяемой детали двигателя оценива¬
ют, согласно гипотезе линейного накопления повреждений, отно¬
шением 6/т„ что приводит, с учетом уравнения (17.16), к следую¬
щим выражениям [4]:
П„= (17.17)
i — 1 i—l
где П„ — повреждение, накопленное за проверяемый ресурс; п —
число эксплуатационных режимов нагружения; tt—наработка
двигателя на i-м эксплуатационном режиме, при котором на де¬
таль действует напряжение а, при температуре Г,; т, — время до
разрушения детали при том же режиме нагружения; Kt — коэф¬
фициент запаса длительной прочности детали на i-м режиме.
Если при ускоренных испытаниях все эксплуатационные ре¬
жимы нагружения заменить одним, эквивалентным по повреж¬
денное™ проверяемого элемента двигателя, максимальным режи¬
мом (для которого будем использовать индекс I), то на этом ре¬
жиме необходимо проводить испытания продолжительностью
/.ЭКв=/1{и-кГ')£[1/кГ<Г')]). (17.18)
При выводе формулы (17.18) было использовано выражение
(17.17) и условие эквивалентности П„ = П1экв, где П1экв — пов¬
режденное™ элемента ГТД при испытаниях на максимальном
(эквивалентном) режиме, которая, согласно принятым предпо¬
сылкам, задана соотношениями П1экв=*1экв/т, =Т1экв/[д • /С<Г,)].
Как показывают расчеты [4], наработка на эквивалентном
режиме (в качестве которого для авиационных ГТД обычно
принимают взлетный режим) составляет <1экв= (1,2...2,3) f,.
Следовательно, условие (17.18) обеспечивает существенное
сокращение времени испытаний, так как эксплуатационная на¬
работка на взлетном режиме /ь как правило, не превышает
485
5 % от ресурса. При этом условии наработка на взлетном режи¬
ме 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 компрес¬
соров, подверженных, в основном, малоцикловой усталости, при¬
меняют ускоренные циклические испытания ГТД, при которых
воспроизводят циклы малой продолжительности (10...20 мин),
включающие наиболее жесткие в смысле циклической нагружен¬
ное™ дисков нестационарные режимы, например запуск, пробу
приемистости, резкий сброс газа, реверсирование тяги и останов.
Число циклов при испытаниях увеличивают в 2...3 раза по срав¬
нению 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 конструк¬
ционных материалов случайном рассеивании прочностных
свойств. Несмотря на увеличенное число циклов, их малая про¬
должительность позволяет существенно сократить время испы¬
таний.
Циклические испытания ГТД широко распространены в прак¬
тике английской и американской авиапромышленности. В отече¬
ственном авиадвигателестроении получили применение ускорен¬
ные 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 испы¬
таний используют экспериментальные кривые малоцикловой
усталости материалов и методику, подобную вышеизложенной.
Выполняемые в настоящее время ускоренные испытания сов¬
местно с комплексом других испытаний позволяют к моменту
передачи опытного двигателя в серийное прозводство с гарантий¬
ным 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 надежно¬
сти ГТД производят по коэффициентам запаса прочности основ¬
ных элементов конструкции. Для определения коэффициента за¬
паса 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 ха¬
рактером силовых и тепловых воздействий на детали двигателя
486
в процессе эксплуатации и нестабильностью прочностных
свойств материалов. Поэтому условие прочности деталей необхо¬
димо рассматривать в вероятностном смысле, определяя вероят¬
ность их неразрушения в пределах заданного ресурса.
Пусть случайные величины действующих он и предельных оп
напряжений имеют некоторые плотности вероятностей Мон) и
Ь^п) (рис. 17.11). Плотность вероятности для разности этих
Рис. 17.11. Плотности распределений напряжений а„,
ан н их разности ор
напряжений оР=оп— он можно найти, используя формулу ком¬
позиции двух законов распределения [19]:
оо
f(op)= \ fi(oH)f-AoP+oH)daH. (17.19)
Прочность детали будет обеспечена (с некоторой вероят¬
ностью неразрушения Р) в том случае, если предельные напря¬
жения будут не меньше действующих, т. е. при оР=оп — он^0.
Согласно этому условию, вероятность неразрушения детали на¬
ходим по формуле:
оо
P=\f(aP)dap. (17.20)
о
В геометрическом смысле вероятность Р равна площади под
кривой распределения /(оР) в области положительных значений
ор (см. рис. 17.11).
Предположим, что напряжения он и оп распределены по
нормальному закону с плотностями вероятностей
fi(o н)
Ыап)
1
V2itSH
1
V2itSn
exp
exp
Г (Он-Он)2]
L 2S2h J ’
(оп — оп)2]
2S2n J ’
(17.21)
487
где gh, оп — математические ожидания соответствующих напря¬
жений, Sh, Sn — их дисперсии.
Подставляя функции (17.21) в соотношения (17.19), (17.20)
и выполняя интегрирование, получим:
Р=фГ-^^=-У (17.22)
VVs2+s27
где ф(г)=—!— \ ехр(—хг/2)йх— функция нормального рас-
V2ii J
— оо
пределения, значения которой можно найти по таблицам [12]
или методами численного интегрирования.
Введем в рассмотрение коэффициент запаса прочности К=
==оп/он и коэффициенты вариации напряжений uH = SH/6H,
^п=5п/.бп- Относительно этих параметров формула (17.22) бу¬
дет иметь следующий вид:
р=ф(—Е.-1- Л. (17.23)
W vl + vlK )
Анализируя формулу (17.23) и построенные с ее помощью
графику t (рис. 17.12), отметим, что вероятность неразрушения
Рис. 17.12. Зависимости вероятности неразрушения
конструктивного элемента от расчетного коэффициента
запаса прочности:
1 — цн = t'n =п = 0,15; 2 — п = 0,2; 3—п=0,25; 4—v—0,3
конструктивного элемента существенно зависит от коэффициента
запаса прочности и параметров случайной колеблемости дей¬
ствующих и предельных напряжений. Эти зависимости необходи¬
мо учитывать при нормировании величин коэффициентов запаса
прочности, оценивающих надежность элементов ГТД в пределах
назначаемого ресурса.
488
В качестве критерия надежности ГТД целесообразно исполь¬
зовать гамма-процентный ресурс, обеспечивающий возможность
нормирования предельных величин наработки конструктивных
элементов по уровням вероятностей их неразрушения.
Гамма-процентный ресурс тт с высокой вероятностью неразру¬
шения у соответствует на л-характеристике ГТД началу периода
старения (см. рис. 17.2), которое статистическими методами
определить нельзя, так как массовые постепенные отказы основ¬
ных элементов двигателя недопустимы в эксплуатации по услови¬
ям безопасности полетов. Поэтому гамма-процентный ресурс не¬
обходимо уметь прогнозировать с помощью физических моделей
отказов, основанных на анализе конкретных причин поврежде¬
ний 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 определен¬
ной вероятностью в момент времени т, при котором случайный
процесс изменения действующих напряжений ан(/) (нагрузка)
достигнет предельного уровня, заданного протеканием случайно¬
го процесса изменения предельных напряжений опД) (прочно¬
сти). Закон распределения наработки до разрушения элемента
/(т) можно найти по характеристикам случайных процессов
действующих и предельных напряжений.
Вышерассмотренная модель отказа имеет больше иллюстра¬
тивный, 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 предус¬
мотрена возможность количественной оценки степени их повреж¬
денное™ на всех основных этапах процесса нагружения в эк¬
сплуатации.
489
При расчете ресурса деталей горячей части ГТД (например,
рабочих лопаток турбин) обычно оценивают с помощью кривых
длительной прочности материалов повреждения, вызванные дей¬
ствием статических напряжений о, (рис. 17.14) при соответствую¬
щих температурах Т, на основных эксплуатационных режимах
Рис. 17.14. Упрощенная схема изменения температуры T{t) и напряже¬
ний о (t). действующих на элемент ГТД в течение полета продолжи¬
тельностью tu
(взлетном— 1, номинальном — 2, крейсерском — 3). Степень
длительных статических повреждений деталей, накопленных за
весь эксплуатационный цикл работы ГТД от запуска до остано¬
ва, определяют в соответствии с принципом линейного суммиро¬
вания повреждений по следующей формуле:
п=£п/=1*.-мл о7-24)
/=1 1=1
где п — число стационарных режимов работы двигателя в эксп¬
луатационном цикле; П, — поврежденное™ конструктивного эле¬
мента на этих режимах; tt — длительности режимов; т, (а,-,7’г) —
функция длительной прочности материала, позволяющая найти
значения времени до разрушения элемента тг под действием на¬
пряжений ог при температурах Т,. 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 случай¬
ными, что обусловлено полетами самолета с данным двигателем
на трассах различной протяженности, при различных темпера¬
турных, высотных и скоростных условиях, определяющих нагру-
490
женность и тепловое состояние элементов ГТД (а,, Т,) и длитель¬
ности режимов их нагружения tПри этом функцию т(а, Т) сле¬
дует рассматривать как случайную функцию от случайных ар¬
гументов, имея в виду, что из-за нестабильности свойств мате¬
риалов время до разрушения т является при фиксированных а, Т
случайной величиной, для которой (согласно многочисленным
опытным данным) характерно логарифмически нормальное рас¬
пределение вида
Кт\о, Г)=
fee
V2nxSlg£a, Т)
ехр{
[feT— fer(q, T)f
2Sf^a, Г)
}•
(17.25)
где lgr(o, 7) и Slf,T(o, Т)— среднее и среднеквадратичное значе¬
ния логарифма времени до разрушения, зависящие от вели¬
чин о и Г.
Если известна некоторая априорная совместная плотность
распределения напряжений и температур g (а, Т), то плотность
распределения времени до разрушения т, учитывающая слу¬
чайный характер величин о и Г, может быть получена на осно¬
вании формулы полной вероятности [67] из выражения
Ф(т)= 1 1 f(T\aJ)g(u,T)dadT. (17.26)
Определив с помощью соотношения (17.26) для каждого
г-го режима нагружения конструктивного элемента функции
распределения ср,(т) и используя найденные в результате
статистической обработки наблюдений плотности вероятностей
для продолжительностей режимов /)(£*), находим для входящих
в выражение (17.24)' поврежденностей П,=6/т, плотности
вероятностей q,-(П;) как законы распределения отношений не¬
зависимых случайных величин [19] /, и т,:
ос О
Qi (П,)= W;(IV)cp;(T)dT— $ jfi (Г1,т) ф; (т) di. (17.27)
О — со
Плотность распределения <7(П) суммы (17.24) независимых
случайных величин П, можно установить с помощью извест¬
ных из теории вероятностей соотношений [19], приводящих
к формуле
2П,<П (17.28)
где £)(П) —функция распределения случайной величины П.
Функция (17.28) описывает распределение случайной по¬
врежденное™ элемента ГТД за один полетный цикл. За неко¬
торое число N полетных циклов накопленное повреждение
491
элемента можно найти с помощью гипотезы линейного сумми¬
рования повреждений по формуле:
П*=£п,.. (17.29)
/=•
Предположим, что поврежденности элемента за каждый
полетный цикл П( подчиняются одному и тому же закону
распределения q (П) с математическим ожиданием П =
оо оо
П<7 (П) dY\ и дисперсией Sn= (П— П)2д(П) dl\. Тогда про-
— ОО —ОО
цесс 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 зна¬
чениях N, согласно центральной предельной теореме, закон
распределения суммы (17.29) будет сходиться к нормальному
закону с плотностью вероятности [66]
ф(ПЛ,)=
1
V2 nNS,
-exp
(Чд-Л'пЛ
2NSI J
(17.30)
Принимая условие разрушения конструктивного элемента
в виде Пд,^от, где от — предельный уровень повреждений,
функцию распределения числа полетных циклов до разрушения
элемента найдем интегрированием плотности вероятности
(17.30):
492
со
F (N)=Вер (П„> ах)= j ф (П„) d П„= 1 - Ф () . (17.31)
Следует отметить, что входящую в соотношение (17.31)
величину ах обычно принимают равной единице. Это допустимо
для высокопластичных материалов ГТД, а для низкопластичных
жаропрочных сплавов, чувствительных к повторности нагру¬
жения, следует принимать от=0,4 ... 0,6 [65].
Плотность распределения числа полетных циклов до раз¬
рушения конструктивного элемента f(N) (см. рис. 17.15) можно
найти дифференцированием правой части выражения (17.31):
f(N)=
dF(N)
dN
1
У2яЛ/ Sr
(от — Л/П)2]
{ 2N JeXP[
2^S2n J
(17.32)
Переходя от функции распределения F (N) к вероятности.
неразрушения P(N)= 1 — F (N) и заменяя число полетных циклов
N временем до разрушения т=ЛДп, где /п — средняя про¬
должительность полета, из формулы (17.31) получим следующее
выражение для функции надежности конструктивного элемента:
Р (т)^ф( а:-У~х1- \ . (17.33)
V SnVr<n )
Вводя квантиль нормального распределения Up в соответ¬
ствии с уравнением ф (UP)=y [19], где у — вероятность
неразрушения, находим с помощью соотношения (17.33) фор¬
мулу для оценки гамма-процентного ресурса элемента ГТД:
т
V
От
II2 С2
ир
2 7F
UPS п
Vrf
едл
4ТГ /
(17.34)
Необходимую для расчета по этой формуле величину кван¬
тили Up можно найти из таблиц функции нормального рас¬
пределения [12] по наперед заданной вероятности неразру¬
шения у. В расчетах целесообразно принимать UP=3, что
соответствует у=99,865%.
Гамма-процентный ресурс для двигателя в целом следует
оценивать, выполняя подобный вышеописанному анализ на¬
копления 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). Необ¬
ходимо 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:
р(т)=РЛ^)Рп(т)=рЛт:) П Р„,(т), где Рв(т) — функция на-
m = 1
дежности, определяемая по внезапным отказам в течение неко¬
торого 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)—вероят¬
ности недостижения подконтрольными элементами ГТД своих
предельных состояний. Применяя по отношению к внезапным
отказам экспоненциальный закон Рв(т)=ехр(—^дсдт) и пред¬
полагая, что каждая из функций Рт(т) может быть опреде¬
лена выражением (17.33), на основе предыдущего равенства
получим следующее уравнение для гамма-процентного ресурса
двигателя тт:
ехр(->,,х,) П ф! =-&. (17.35)
V ^Пп|”» Ху‘ п /
Технический ресурс двигателя тР целесообразно определять
по известной из уравнения величине ту с помощью соотно¬
шения тР=тт/Ку, где Ку коэффициент запаса долговечности,
компенсирующий отрицательное влияние на долговечность ряда
неучтенных при оценке величины тт факторов и предусматри¬
вающий необходимую избыточность по работоспособности эле¬
ментов 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 Хдсд для проектируемых и опытных двигателей можно
приближенно оценить по данным опыта эксплуатации двигате¬
лей — прототипов. Для серийных ГТД величину Я,дсд нетрудно
уточнить по статистическим данным, полученным на начальных
участках периода нормальной эксплуатации (участок II на
рис. 17.2).
Вычисление параметров распределения поврежденности не¬
которого 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,T), ф(т),
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 ар¬
гументов с последующей статистической обработкой результатов
этих вычислений для нахождения закона распределения </(П)
и соответствующих ему параметров 11, Sn.
С целью получения наиболее простого результата будем
решать задачу определения параметров ТТ и 5П в прибли¬
женной постановке. Предположим, что в соотношении (17.24)
длительности основных эксплуатационных режимов работы дви¬
гателя /, имеют нормальные распределения с параметрами t ,
и Sti, а величины т,(о,, 7',) могут быть определены из выра¬
жения
tgT (о, T)==fgx (о, Г) — Up Slgr, (17.36)
где tgT(o,T), S(gT=const — параметры логарифмически нормаль¬
ного распределения (17.25); UР — квантиль нормального рас¬
пределения.
При введенных предположениях величины П и Sn находим,
используя известные теоремы о числовых характеристиках
нормального распределения [19], по следующим формулам;
ТГ=У = 5 ;
СХР 7\)— UpSlgr] /я 10}
(17.37)
f
П | ехР2 (I (°..т) — 1 °}
Величину квантили UP в этих формулах целесообразно при¬
нимать равной 3.
Как показывают результаты испытаний жаропрочных ма¬
териалов ГТД на длительную прочность, средний логарифм
времени до разрушения обычно линейно зависит от напряжений,
поэтому
TgT(o,T)=a(T)-b(T)o, (17.38)
где а(Т), Ь(Т) — температурные зависимости коэффициентов
уравнения длительной прочности, которые для каждого мате¬
риала необходимо определять путем аппроксимации соответ¬
ствующих экспериментальных кривых. Для сплава ЖС6К, на¬
пример, указанные зависимости имеют вид:
о(7)=36,012-0,038367-+[25,1224-0,0314Г|;
b (Г)=0,0222 — 2,045- 10~5Т +10,0436 — 5,445 • 10-5Т\. (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„ SH для серийных двигателей нетрудно найти пу¬
тем статистической обработки полетных данных. В предва¬
рительных оценках ресурса проектируемых и опытных Г.ТД
средние значения длительностей режимов можно выбирать,
исходя JH3 следующих ориентировочных данных: взлетный ре¬
жим— = — — 3,5 мин; номинальный — t2=tltou—l5—
25 мин; крейсерские режимы — t3—tKp—tn — (Цзл + Гюм)> где про¬
должительность полета должна быть выбрана в соответствии
с назначением и классом воздушного судна. Среднеквадратичные
значения длительностей режимов Sti допустимо определять по
соотношению Sti=v„ti, в котором коэффициенты вариации мож¬
но 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 по¬
мощью уравнения (17.35) при условии, что наступление предель¬
ного состояния конструктивных элементов возможно только
вследствие недостаточной их длительной статической прочности.
В реальных условиях многие элементы ГТД (например,
рабочие лопатки турбин и компрессоров) испытывают воз¬
действие не только статических нагрузок. Они воспринимают
также различного вида циклические нагрузки: высокочастотные
вибрационные нагрузки; переменные напряжения, вызванные
изменением режимов работы двигателя; циклические темпера¬
турные напряжения, обусловленные неоднородностью и неста-
ционарностью температурных полей. Циклические силовые и
тепловые воздействия приводят к дополнительному накоплению в
деталях усталостных, малоцикловых и термоусталостных по¬
вреждений. Кроме того, элементы проточной части ГТД под¬
вержены в эксплуатации эрозионным и коррозионным поврежде¬
ниям со стороны газового потока. Комплексное влияние указан¬
ных повреждающих факторов необходимо учитывать при оценке
ресурса двигателей путем использования в расчетах экспери¬
ментальных характеристик долговечности конструкционных ма¬
териалов, полученных в соответствующих условиях многофак¬
торного 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, ва¬
риациями 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. Значи¬
тельный практический интерес в данных условиях представляет
задача определения доли выработанного ресурса за каждый
полет для наиболее ответственных элементов двигателя. Ре¬
шение этой задачи позволит реализовать оптимальную в эконо¬
мическом смысле систему назначения ресурса ГТД по техниче¬
скому 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 анализируе¬
мого полета (этапах взлета, набора высоты, горизонтального
полета и др.). По этим данным можно оценить поврежден¬
ность контролируемой детали двигателя, внесенную этапами
полета и полетом в целом, используя определенную теорию
накопления повреждений и соответствующие эксплуатационной
нагруженное™ детали экспериментальные характеристики дол¬
говечности ее материала (кривые длительной прочности, вы¬
носливости, термической усталости и др.). В зависимости от
величины накопленной за один или несколько конкретных
полетов поврежденное™, выработку ресурса нетрудно опре¬
делить по изменению какой-либо его меры (критерия), например
по изменению коэффициента запаса прочности или остаточного
гамма-процентного ресурса.
Рассмотрим методику оценки расходования ресурса, ос¬
нованную на анализе изменения коэффициента запаса длитель¬
ной статической прочности деталей ГТД. Учитывая соотно¬
шение (17.24), накопленную поврежденность в элементе ГТД за
некоторое число k полетов можно определить согласно принципу
линейного суммирования повреждений по следующей формуле:
j/чА/,Н. ТцХ (17.40)
где П; — поврежденность, накопленная за /-й полет.
Введем в рассмотрение эквивалентный режим нагружения с
напряжением О! и температурой Г,, при котором поврежден¬
ность контролируемой детали будет равна П,эк=ГЭкЛ1 (а,,Г,),
где Гэк — наработка на введенном режиме (эквивалентная
наработка), в качестве которого обычно принимают максималь¬
ный (взлетный) режим. Задавая этот режим таким образом,
чтобы поврежденность детали на нем соответствовала повреж¬
денное™, накопленной за k полетов, т. е. полагая ПЬк=П*,
для эквивалентной наработки находим:
32 Зак. 4527
497
<.,к=т,(а„Г1)-П*. (17.41)
Из формул (17.40) и (17.41) следует, что с увеличением
фактической наработки двигателя 2 2 эквивалентная на-
/= | <=1
работка /,эк также будет возрастать, но темп ее увеличения
будет зависеть от истории нагружения детали, т. е. от факти¬
ческих процессов изменения напряжений о„ и температур
Tjj в течение всех k полетов.
Зная величину /1эк, по кривой длительной прочности ма¬
териала, соответствующей температуре Ти находим предель¬
ное напряжение эквивалентного режима оэп1 (рис. 17.16),
которое можно определить также из уравнений (17.38) и (17.41):
Osn.i = ЫТ,)—lgtlaK] /Ь(Т|)==о1 + \lgUk\/b(T,). (17.42)
Рис. 17.16. Определение предельного напряжения экви¬
валентного режима по кривой длительной прочности
материала
Знаки абсолютной величины и « + » для lg П* 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:
JC3K=asni/a,= l + |/£Щ/[о, •b(Tt)], (17.43)
из которой видно, что с увеличением числа полетов значение К„к
уменьшается за счет накопления повреждений, оцениваемых
формулой (17.40). По мере накопления повреждений возрастает
эквивалентная наработка (17.41), что приводит к снижению
напряжения сгэп1 в соответствии с выражением (17.42).
Число полетных циклов N (рис. 17.17), при котором эк¬
вивалентный коэффициент запаса прочности контролируемого
498
элемента ГТД снижается до величины минимального расчетного
запаса прочности Ктту будет соответствовать ресурсу двига¬
теля, так как величину /(mirl определяют при назначении
Рис. 17.17. Зависимости эквивалентной наработки /,,к и коэффициентов
Кэк, ДВР от числа полетов k
ресурса по методике, содержащей основные предпосылки выше¬
приведенной методики оценки коэффициента Кш- Поэтому
коэффициент Кш можно принимать в качестве меры расхо¬
дования ресурса двигателя, учитывающей накопление повреж¬
дений в элементах его конструкции в зависимости от конкретных
условий эксплуатации.
Расходование ресурса элементов ГТД удобно оценивать с
помощью коэффициента выработки ресурса
KBf={KmJКж) Ю0%, (17.44)
который близок к нулю в начале эксплуатации двигателя,
когда Кж—^оо и равен 100% при полной выработке ресурса,
характеризуемой равенством Кж=Ктт (см. рис. 17.17).
Рассмотрим в качестве другого критерия расходования ре¬
сурса ГТД остаточный гамма-процентный ресурс, который будем
определять согласно стохастической модели накопления по¬
вреждений, 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-
499
32
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 II*. Оно позволяет получить
формулу для расчета остаточного гамма-процентного ресурса
элемента ГТД из выражения (17.34), в которое с этой целью
необходимо вместо величины от подставить разность ах — П*.
Выполняя указанную подстановку, после несложных пре¬
образований получаем формулу
для которой параметры распределения поврежденное™ элемента
ГТД за полет II и Sn следует вычислять по соотношениям
(17.37). Входящие в указанные соотношения параметры нор¬
мальных распределений длительностей основных эксплуатацион¬
ных режимов th Sti можно определить путем статистической
обработки данных регистрации фактических длительностей этих
режимов tl} до момента контроля остатка ресурса, т. е. за
предыдущие k полетов. Значение напряжений а, и температур Г,
для формул (17.37) следует принимать как среднестатистические
из их совокупностей, полученных за предшествующие k полетов
и использованных совместно с величинами tr/ при расчете
поврежденное™ II* по выражению (17.40).
Из формулы (17.45) следует, что для начала эксплуатации
двигателя (при nfe=0) тост=тт, а при полной выработке
ресурса (И*=ат) тост=0. Для случая весьма малых средне¬
квадратичных значений поврежден ности конструктивного эле¬
мента за полет (Sn->-0) его остаточный ресурс можно при¬
ближенно оценить по простейшему выражению т0СТ»т— (/ПН*)/
/II, определяющему медианное значение этого ресурса.
Следует отметить, что остаточный гамма-процентный ресурс
является наиболее информативным критерием расходования
ресурса ГТД, поскольку он адекватно отражает сущность ана¬
лизируемого процесса и обеспечивает возможность непосред¬
ственного учета случайности характеристик эксплуатационной
нагруженности и прочностных свойств конструктивных элемен¬
тов.
Практическая реализация изложенных методик расчета вы¬
работки ресурса ГТД возможна в том случае, когда для под¬
контрольных конструктивных элементов будут известны вели¬
(17.45)
500
чины действующих напряжений аГ), температур Тц и длитель¬
ностей режимов нагружения ^ на основных этапах каждого
полета. Непосредственное измерение указанных величин (за
исключением длительностей Ьц) в настоящее время не пред¬
ставляется 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 об¬
ладать достаточной надежностью. Поэтому для определения нап¬
ряжений и температур необходимо использовать заранее уста¬
новленные зависимости между этими факторами и контролируе¬
мыми 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 по¬
ставленной задачи можно получить также путем установления
зависимостей между величинами a,,, Ttl и контролируемыми пара¬
метрами полета, характеризующими протекание рабочего процес¬
са 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 тур¬
бины высокого давления ТРДД. Как следует из гл. 9, суммар¬
ные напряжения в лопатках от центробежных и газовых сил
можно с достаточной точностью определить по формуле
а—Кип\ + КтаАр + KruQiClaACu, (17.46)
где пв — частота вращения ротора высокого давления; Ар, рь
Ciа, АСи — газодинамические параметры рабочего колеса турби¬
ны; Кп, Кги, Кгн — коэффициенты, зависящие от геометрических
характеристик лопатки и свойств ее материала.
Известно, что параметры пв, Ар, р,, С1а АС„ существенно зави¬
сят от режима работы ГТД и условий полета (Тн, рн, Н, V) и эти
зависимости можно установить путем газодинамического рас¬
чета ступени турбины с использованием экспериментально¬
расчетных дроссельных и высотно-скоростных характеристик
двигателя. В качестве примера на рис. 17.18, 17.19 приведены
графические зависимости указанных параметров от атмосферных
условий (Ти, ри), 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 удоб¬
но 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. Сог¬
ласно этому методу, функцию nB=f(TH, рн) можно предста¬
вить с использованием данных рис. 17.18, 17.19 в следующем
линейном виде:
6пв=0,021686 Тн — 0,173886рн, (17.47)
где 6пв, бГн, 6рн— относительные приращения соответствующих
величин (малые отклонения), которые заданы отношениями
бив= (пв—пв0)/пв0, 6ГН=(7'Н Tw)/Tm, 6рн—(Рн— Рно)/Рно;
Рис. 17.18. Зависимости параметров, определяющих нагруженность
рабочих лопаток I ступени турбины, от температуры атмосферного
воздуха. Взлетный режим, И -------- О, V == О, =0,1013 МПа
Рис. 17.19. Зависимости параметров, определяющих нагруженнось рабочих
лопаток I ступени турбины, от давления атмосферного воздуха. Взлетный
режим, Н=0, Р = 0, Тн—15 °С
пво, ^но> Рно — базовые значения величин, относительно которых
рассматриваются отклонения параметров пв, Тн и vti (пв0=
= 6918 об/мин, 7’н0= 15 °С, рно=0,1013 МПа).
В обычных переменных уравнение (17.47) (с учетом режима
ограничения) имеет вид
пв — (7971 + 10ТН — 11875рн) <7060.
502
(17.48)
Выполняя аналогичную аппроксимацию для всех газодинами¬
ческих параметров, входящих в соотношение (17.46), и подстав¬
ляя полученные таким образом функции в указанное соотноше¬
ние, находим следующую зависимость для напряжений, дейст¬
вующих в опасной зоне рабочей лопатки на взлетном режиме
(Я = О, V=0):
«W=45,89 +101(1,152 + 0,001445ГН -1,716рн)2—
-0,1129Гн+199,4рн. (17.49)
Для высотного номинала и максимального крейсерского ре¬
жима (0,85 номинального) аналогичный подход позволяет полу¬
чить зависимости
<тном =115(1,336 - 4,5575 • 1 (Г 4ГН - 2,8165 -10 ~2Я + 7,5-10“6 V);
акр = 115 (1,336 - 4,5575 -10 *ТК — 3,3285 • 1(Г 2Н + 8,13 • 1(Г6V).
(17.50)
В формулах (17.49) и (17.50) приняты следующие размер¬
ности: сг[МПа]; ГН[0С]; рн[МПа]; Я[км]; V"[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, У=0 полу¬
чена формула:
Твзл= (1221 +3,1177+-4126,4рн) <898. (17.51)
На номинальном и максимальном крейсерском режимах тем¬
пературы лопатки в рабочем диапазоне высот и скоростей полета
постоянны для данного ТРДД, что обусловлено принятой прог¬
раммой управления двигателем. На этих режимах температуры
лопатки в зоне минимального запаса длительной статической
прочности имеют значения 7’„ом=781 °С, Гкр=732°С при всех
Т„, Н и V.
Вышеприведенные зависимости позволяют определить выра¬
ботку ресурса ГТД по критерию длительной прочности рабочих
лопаток турбины. Однако, как уже было отмечено, многие эле¬
менты ГТД испытывают в эксплуатации целый комплекс стати¬
ческих и циклических температурно-силовых воздействий, для
учета влияния которых необходимо разрабатывать специальные
методы определения нагруженности деталей и модели долго¬
вечности конструкционных материалов при многофакторном
нагружении. Данная задача является весьма важной и перспек¬
тивной 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 состоя¬
ние элементов ГТД (например, регистраторы типа МСРП-64,
МСРП-256), а также наземные или бортовые ЭЦВМ, предназна¬
ченные 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 агре¬
гаты 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 турби¬
ной, вследствие износа и выветривания уплотнений увеличивают¬
ся зазоры в проточной части, ухудшается состояние по¬
верхностного слоя лопаток, накапливаются повреждения, связан¬
ные 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 боль¬
шого числа параметров, характеризующих работоспособность уз¬
лов агрегатов и систем двигателя. На первых авиационных ГТД
число измеряемых параметров было ограниченно и выбиралось
лишь из необходимости контроля соответствия основных характе¬
ристик двигателя (частоты вращения ротора, температуры газа,
расхода топлива и др.) требованиям регламентирующей докумен¬
тации. Ограниченность информации о двигателе не позволяла
контролировать изменение его технического состояния и поэтому
такая задача даже не ставилась.
Приемлемого уровня надежности первых поколений ГТД до¬
стигали 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 до¬
срочно из-за обнаруженных в них различного рода неисправ¬
ностей. Необходимость обеспечения безопасности полетов требу¬
ет разработки системы раннего обнаружения развивающихся
неисправностей, с тем чтобы исключить отказы в полете двига-
504
телей, снимаемых досрочно. В качестве такой системы вы¬
ступает развитая система диагностирования двигателей, позво¬
ляющая обнаруживать неисправности с упреждением, дающим
возможность прогнозировать с определенной вероятностью время
достижения предельного состояния.
В зависимости от того, насколько полно система диагности¬
рования отражает изменение действительного состояния, прояв¬
ление контролируемых неисправностей имеет различный харак¬
тер. Это позволяет классифицировать отказы двигателей,
вызванные развитием неисправностей на три группы:
— внезапные отказы, вызываемые очень быстро развиваю¬
щимися 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 топ¬
лива;
— 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 не¬
исправностей должно сопровождаться немедленной выдачей
сигнала экипажу самолета для привлечения внимания, оценки
ситуации и принятия необходимых мер;
— постепенные отказы, развивающиеся относительно мед¬
ленно (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 уплот¬
нений, 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 диагности¬
рования 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 по¬
летов, 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, на¬
дежности двигателей большого ресурса, требования безопас¬
ности полетов и экономические факторы поставили задачу
разработки систем диагностирования и прогнозирования состоя¬
ния авиационных ГТД.
В общем случае задачи технической диагностики ГТД
сводятся к исследованию двигателя как объекта диагности¬
рования, разработке методов и средств технической диагно¬
стики, решению вопросов построения и организации системы
диагностирования.
Решение этих задач включает следующие этапы:
— выделение конечного множества состояний двигателя, под¬
лежащих диагностированию в эксплуатации;
— анализ процессов, протекающих в двигателе при нор¬
мальном функционировании и развитии выделенных неисправ¬
ностей;
— разработку методов определения диагностических пара¬
метров;
— выбор минимально возможного числа диагностических
параметров, обеспечивающих распознавание выделенных состоя¬
ний;
— разработку методов оценки и прогнозирования состояний,
локализации неисправностей;
— разработку системы сбора, хранения и анализа диаг¬
ностической информации;
— разработку системы технического диагностирования;
— определение места технической диагностики в системе
эксплуатации с целью предотвращения отказов, полного ис¬
пользования ресурсных возможностей ГТД, сокращения трудо¬
затрат на техническое обслуживание, экономии авиатоплива
и т. п.
Инженерный анализ физических процессов ухудшения со¬
стояния двигателя в эксплуатации позволяет классифицировать
их на две группы:
— процессы ухудшения газодинамического состояния про¬
точной части ГТД, отражаемые изменением термогазодина¬
мических параметров;
— процессы ухудшения «механического» состояния двига¬
теля, определяемые постепенным изнашиванием опор роторов
двигателя и исчерпанием несущей способности высокбнагру-
женных деталей по длительной прочности (ползучести), ма¬
лоцикловой 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 прове¬
дением специального физико-химического анализа проб масла
при выполнении регламентных работ.
18.2. ДИАГНОСТИКА ГТД
ПО ТЕРМОГАЗОДИНАМИЧЕСКИМ ПАРАМЕТРАМ
Термогазодинамические параметры двигателя (давление, тем¬
пература и т. д.) в различных сечениях проточной части,
а также выходные параметры двигателя (тяга, расход топлива,
частота вращения ротора и т. д.) являются носителями ин¬
формации о состоянии проточной части двигателя. При этом
задачу диагностики двигателя можно решать на одном из
двух уровней.
На первом уровне принятие решения о состоянии про¬
изводится 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 кате¬
гории 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 внут¬
ренних причин появления признаков неисправности. В этом
случае используют математическую (диагностическую) модель,
описывающую термогазодинамические процессы, происходящие
в двигателе.
Математическая модель двигателя связывает зависимые пе¬
ременные (параметры), такие как частота вращения ротора п
расход топлива GT, температура газа за турбиной Г* и т. п.
с независимыми переменными — параметрами состояния узлов,
к которым относятся КПД компрессора ц*, турбины тц, коэф¬
фициенты 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 пара¬
метров, из которых в эксплуатации только часть доступна
измерению. Математическая модель двигателя в общем случае
может быть представлена векторным уравнением:
Е(Ё,В)=0, (18.1)
507
где Y— вектор зависимых переменных;
В — вектор независимых переменных параметров состояния
(Лк» Lc и т. д).
Линеаризация уравнений математической модели приводит
к системе алгебраических уравнений в отклонениях:
6yi=A6b,, (18.2)
где б у,— вектор отклонения от базовых значений контроли-
руемых параметров бу,= ; i= 1,к.
Убазi Убаз>
ЬЬ/ — 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 термогазодина¬
мическим параметрам достаточен уровень локализации неис¬
правностей до съемного модуля. Такое ограничение умень¬
шает число независимых параметров т и упрощает решение
задачи.
Более глубокий уровень локализации неисправностей це¬
лесообразен 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 неисправ¬
ности, как эрозионный износ элементов проточной части, про¬
гары и коробления деталей горячей части, механические по¬
вреждения и разрушения деталей и т. п.
18.3. ДИАГНОСТИКА ДВИГАТЕЛЕЙ
ПО КОНТРОЛЮ СОСТОЯНИЯ МАСЛА
Одной из функций маслосистемы двигателя является вы¬
мывание и вынос продуктов изнашивания трущихся пар отка¬
чивающей магистралью системы. При рассмотрении развития во
времени процесса изнашивания деталей выделяют три этапа:
приработки, нормальной эксплуатации, аварийного износа. В пе¬
риод 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 пе¬
риод 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 возраста¬
ния коэффициента трения увеличивается температура контак¬
тирующих 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, происходя¬
щие В окрестнос¬
ти контакта
Параметры, отра¬
жающие происхо¬
дящие яВления
Методы контроля
Параметрические
состояния:
Инструментальные
Рис. 18.1. Параметры и методы контроля состояния трушихся пар при изнаши¬
вании:
^подш. — температура подшипника; /М ВЬ1>: — температура масла на выходе из опор;
т«выбега» — время «выбега» ротора; V — виброскорость, мм/с; Армф — перепад дав¬
ления на маслофильтре; <дап_, Удоп, Ардоп — 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-сигнализа¬
торы, 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 стружкосигна-
лизаторы и фильтры-сигнализаторы. Эти устройства сами сигна¬
лизируют о наличии металлической стружки и не требуют их
снятия и осмотра без необходимости. Недостатком сигнали¬
заторов является то, что они реагируют не на темп образо¬
вания стружки, а на накопленное ее количество. Более объектив¬
ным параметром, характеризующим состояние пар трения, яв¬
ляется концентрация металлов в масле, определяемая на спе¬
циальных установках.
Для определения концентрации металлов в масле в авиа¬
ционных предприятиях широко применяют метод спектрального
анализа проб масла, проводимого на установках типа МФС-3,
МФС-5. Анализ включает следующие три этапа: перевод мас¬
ляной пробы из жидкого в парообразное состояние и воз¬
буждение спектров атомов, ионов и молекул; разложение из¬
лучения в спектр и его регистрация; определение по полу¬
ченным 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 спектро¬
метра; 8 — фотоэлектронный умножитель; 9 — конденсатор; 10.—
усилитель; 11 — регистрирующие приборы
Угольный диск 3, погруженный в ванночку с маслом, вра¬
щаясь подает масло в разрядный промежуток. Электрический
разряд возникает между диском и верхним электродом 2. Из¬
510
лучение разряда направляется на входную щель 5 спектраль¬
ного прибора.
Дисперсия света происходит на дифракционной решетке, вы¬
полненной 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 соответст¬
вующих элементов в пробе. Излучение выделенных спектраль¬
ных линий направляется на фотокатоды фотоэлектронных ум¬
ножителей 8. Это вызывает эмиссию электронов на катоде,
протекание тока в анодной цепи и накопление заряда на
интегрирующих конденсаторах 9. По окончании процесса на¬
копления зарядов с помощью усилителя постоянного тока 10
производится последовательное получение отсчетов, пропорцио¬
нальных напряжению на интегрирующих конденсаторах. Про¬
должительность анализа одной пробы масла составляет ~ 3 мин.
В некоторых случаях представляется возможным по ре¬
зультатам спектрального анализа определить деталь с повы¬
шенным износом. Распределение металлов в материалах де¬
талей, омываемых маслом, обычно следующее: сепаратор под¬
шипника— 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 об¬
служивании.
Пробы масла отбираются с периодичностью 25...50 ч нара¬
ботки 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 оцен¬
ку технического состояния объекта путем использования ин¬
формации, содержащейся в колебательных процессах, сопро¬
вождающих функционирование ГТД.
Динамические нагрузки вызывают появление и распрост¬
ранение акустических волн как в самом двигателе, так и в
окружающей среде. Параметры вибрации зависят, таким об¬
разом, 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 дейст¬
вующих нагрузок, которые затем приводят к появлению дефекта,
изменяющего собственные свойства системы (т. е. характе¬
ристики виброакустического канала). Отсюда становится яс¬
ной возможность более раннего обнаружения к 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 рань¬
ше, чем появятся следы износа.
Вместе с тем ясна и сложность задачи вибродиагности¬
рования, так как число источников вибрации в двигателе
велико, а к точке приема виброакустической информации по¬
следняя приходит многими путями.
Наиболее распространенные направления виброакустической
диагностики основаны на измерении акустического шума, из¬
лучаемого двигателем, пульсаций скорости и давления потока
в проточной части ГТД, вибрации корпуса двигателя, а так¬
же колебаний рабочих лопаток и других ответственных эле¬
ментов ротора турбомашины. Особое место занимает метод
акустической эмиссии.
Диагностирование технического состояния связано с неко¬
торыми особенностями генерирования вибрации в ГТД. Прежде
всего следует иметь в виду, что при наличии нескольких воз¬
мущающих 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 ис¬
точниками колебаний и точкой их приема.
Наличие нелинейности в реальной системе (в ГТД их ос¬
новной источник — упругие опоры) приводит всегда к появле¬
нию кроме основной составляющей вибрации, частота которой
равна частоте, вызывающей эти колебания, силы так называемых
супер- и субгармоник. Если частота основного колебания /,
то частоты супергармоник равны if, а субгармоник f/i, где
i=l, 2, 3...
Наличие в вибрационном спектре большого числа дискретных
компонент приводит к их взаимодействию — модуляции. Ре¬
зультатом является появление модуляционных (комбинацион¬
ных) составляющих. Так, например, наличие в ГТД двух
роторов, вращающихся с равными частотами п, и п2, может
привести к появлению составляющих с частотами С|П,±с2П2-
В общем случае возможна не только амплитудная, но также
частотная и фазовая модуляции. Если основная частота процесса
со; а частота модуляции Q, то в спектре присутствуют дискрет¬
512
ные составляющие ш±0, to±2Q, to±3Q и т. д., называе¬
мые обычно «боковыми» частотами.
Результатом реальных процессов, происходящих в ГТД,
является также возникновение так называемого вибрационного
шума или фона, присутствующего во всем диапазоне конт¬
ролируемых частот.
Основной источник вибрации в ГТД — вращающийся ротор.
Механическая неуравновешенность ротора, являющаяся резуль¬
татом неточности его изготовления и сборки, а также дефор¬
мации и износа, порождает вибрацию, основная частота ко¬
торой равна частоте его вращения, а остальные кратны ей.
Вращающиеся лопаточные решетки генерируют аэродинами¬
ческую вибрацию. Их основные частоты равны гп, 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 составляю¬
щие.
Аэродинамические процессы, происходящие в лопаточной
машине, порождают вибрационный шум. Его интенсивность
растет при увеличении турбулизации потока, связанной с от¬
клонением обтекания лопаток от расчетного, действием ат¬
мосферной турбулентности, бокового ветра, а также появлением
дефектов и износом проточной части. В ряде случаев могут
появиться и дополнительные спектральные составляющие, свя¬
занные 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, обу¬
словленных вращением валов и роторов, для зубчатых сое¬
динений характерно появление зубцовых гармоник izn, где z —
число зубьев, для подшипников — частот следования тел ка¬
чения, а для агрегатов — составляющих с частотами следова¬
ния 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, вра¬
щающего срыва) или существенному изменению уровня виб¬
рационного шума (например, при износе лопаток компрес¬
соров вертолетных ГТД).
Другой путь — анализ изменения уровня основных ротор¬
ных гармоник по режимам. Таким образом выявляют неис¬
правности, приводящие к разбалансировке ротора. При этом
может быть определено место неисправности с точностью до
ротора компрессора и турбины конкретного каскада.
33 За к. 4527
513
Супергармонические составляющие используют для выяв¬
ления неисправностей упругих опор и соединительных муфт. По
характеру модуляционных составляющих анализируют состояние
проточной части, редукторов и приводов.
Съем виброакустической информации осуществляется с по¬
мощью измерительных преобразователей. К ним относятся
прежде всего измерительные микрофоны и вибропреобразова¬
тели (ВП).
Микрофоны представляют собой электроакустические преоб¬
разователи, 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 мембра¬
ной 2, неподвижным электродом / и воздушным зазором между
ними. Во-вторых (рис. 18.4), действие звукового давления
приводит, к возникновению переменного электрического потен¬
циала в пьезопластинке.
Р
Рис. 18.3. Схема конденса¬
торного микрофона:
1 — неподвижный электрод;
2 — мембрана; 3 — отвер¬
стие для выравнивания ста¬
тического давления; 4 —
корпус; 5 — изолятор
Р
Рнс. 18.4. Схема пьезоэлектри¬
ческого микрофона:
1 — диафрагма; 2 — неподвиж¬
ная пластинка; 3 — пьезоэлект¬
рическая пластинка; 4 — корпус
Среди преобразователей механических колебаний наиболь¬
шее распространение получили индукционные и пьезоэлектри¬
ческие ВП. Принцип действия первых основан на использовании
эффекта электромагнитной индукции, т. е. возникновения элект¬
родвижущей 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 про¬
порционально виброскорости. Данные ВП широко применяют,
размещая их на наружных частях корпуса двигателя, для
контроля роторной вибрации ГТД. Это связано с тем, что ин-
514
дукционные 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 — соедини¬
тельный фланец: 5 — подшипник; 6 — пружина
Более перспективны пьезоэлектрические ВП (рис. 18.6). Прин¬
цип их действия основан на использовании прямого пьезоэффек¬
та, заключающегося в способности некоторых материалов (пьезо¬
электриков) генерировать заряд под действием приложенной к
Рис. 18.6. Пьезоэлектрический ВП;
1 — пружина; 2 — инерционная
масса; 3 — пьезокерамическая пла¬
стинка; 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 (напри¬
мер, подшипнику). Температурные характеристики ВП определя¬
ются типом применяемой пьезокерамики. Существуют ВП, поз¬
воляющие производить измерения при температурах 400...700 °С.
Особенностью пьезоэлектрических ВП является то, что сигнал
на выходе пропорционален впброускорению.
При виброакустическом диагностировании широкое распрост¬
ранение 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 интенсив¬
ность вибрации в этом диапазоне. По этому принципу построены
бортовые виброизмерительные системы. Поскольку с помощью
последних контролируется уровень роторной вибрации, то вели¬
чина Af определяется диапазоном изменения частоты вращения
ротора ГТД.
АС подобного типа используют и для контроля акустических
шумов. В этом случае диапазон частот разбит обычно на стан¬
дартные октавные интервалы. В зависимости от типа АС воз¬
можно измерение уровня шума в октавных, полуоктавных и
третьоктавных диапазонах.
Разрешающая способность подобных АС невелика; примене¬
ние 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) чрез¬
вычайно 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 по¬
вышена 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 резуль¬
таты измерений, а также использовать для вибродиагностирова¬
ния особенности поведения собственных характеристик двигате¬
ля 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 обнархжении
трещин в начальной стадии их развития во внутренних полостях
охлаждаемых лопаток, а также при диагностике различных сое¬
динений.
18.5. МЕТОДЫ ВИЗУАЛЬНОГО КОНТРОЛЯ
И ДЕФЕКТОСКОПИИ
Свыше 60 % всех неисправностей авиационных ГТД обнару¬
живают в результате визуального контроля. При этом выявляют
следы подтекания топлива и масла, коробления и деформации
конструкции, разрушение покрытий и коррозию, забоины, тре¬
щины и разрывы материала, отложения нагара и т. п. Различают
методы внешнего и внутреннего визуального осмотра двигателей.
Методы проведения внешнего осмотра рассматриваются в кур¬
се «Техническая эксплуатация воздушных судов и авиационных
двигателей».
Для проведения внутреннего осмотра двигателей используют
эндоскопы, представляющие собой оптико-механические прибо¬
ры, позволяющие осуществить подсветку заданного места, наб¬
людение и документирование результатов. Промышленность вы¬
пускает эндоскопы двух типов — жесткие, с неизменной геомет¬
рией оптического пути, и гибкие (волоконно-оптические). Жесткие
линзовые эндоскопы типа Н-200, УСП-8м, РВП-491 обладают
высокой разрешающей способностью, но возможности их приме¬
нения ограничены большими диаметральными габаритами опти¬
ческих элементов и трудностями доставки объектива во внут¬
ренние полости двигателя. Для облегчения доставки объектива
в зону наблюдения по каналу сложной геометрии разработаны
линзовые эндоскопы с несколькими подвижными звеньями, имею¬
щими шарнирное соединение. Так, например, эндоскоп Н-170
представляет собой довольно сложную шарнирно-линзовую си¬
стему, включающую головное звено с объективом и осветительным
устройством, несколько промежуточных звеньев и звено окуля¬
ра. Этот прибор используется для контроля камеры сгорания,
форсуночной плиты и соплового аппарата турбины двухконтур¬
ного двигателя.
В последнее время все более широкое применение находят
гибкие волоконно-оптические эндоскопы.
517
Комплект аппаратуры гибкого эндоскопа включает источники
питании, I а.югеиную лампу / (рис. 18.7), оптический конденсор 2
дли фокусировании снега на торец 3 осветительном) жгута,
пабли)даIельный Ж1\т /> с объективом 5 и окуляром 3, а также
механические хстройсгна 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 показа¬
телем преломления. При этом внутреннее отражение света проис¬
ходит на границе раздела сердцевина — оболочка с очень малы¬
ми потерями. На выходном горце каждого волокна яркость, цвет
и освещенность осредняется по ее сечению. Это приводит к обра¬
зованию па выходном торце жгута волокон мозаичной картины,
соответствующей исходному изображению. Для повышения раз¬
решающей способности уменьшают диаметр волокон и увеличи¬
вают их число в жгуте до 50 000...500 000.
Гибкие эндоскопы разделяются на неуправляемые и с управ¬
ляемым изгибом. Неуправляемые эндоскопы просты по конструк¬
ции, 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 и 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 сет¬
ку в поле зрения окуляра для определения величины дефектов.
Для доставки объектива неуправляемого эндоскопа исполь¬
зуют вспомогательные трубы-путепроводы. Такая труба через
систему отверстий устанавливается внутрь камеры сгорания, а
уже по ней в полость вводится световод. Поворот путепровод¬
ной трубы вокруг оси крепежного фланца позволяет осмотреть
большую часть камеры.
Эндоскопы с управляемым изгибом в двух взаимноперпенди¬
кулярных плоскостях позволяет вводить объектив по сложной
траектории во внутренние полости двигателя. Механизм управле¬
ния изгибом с помощью двух ручек на корпусе вблизи окуляра
обеспечивает ясное представление о положении объектива.
Основные характеристики некоторых гибких эндоскопов, вы¬
пускаемых рядом зарубежных фирм, представлены в табл. 18.1.
Разрабатываются новые конструкции эндоскопов с высокой
разрешающей способностью, позволяющие четко видеть увели-
518
Гч.
r-‘
об
о
к
519
галогенная лампа; 2 — конденсор; 3, 4 - входной и выходной торцы осветительного жгута;
объектив и коллектор; 6 — световод, передающий изображение; а — окуляр
520
Рис. 18.8. Гибкий технический эндоскоп:
/ — окуляр; 2 — насадное зеркало бокового изображения; 3 — объектив; 4 — световод; 5 — миниатюрная лампа; б.— 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); 11 —- 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 отвер¬
стий в вершине трещины и т. п.).
Применение эндоскопов позволяет объективно контролиро¬
вать динамику процесса развития разрушения и определять
момент, когда разрушение достигнет опасного предела. Для это¬
го сравниваются фотографии или видеомагнитофонные записи,
полученные при последовательных осмотрах.
Эффективное использование эндоскопов возможно только при
наличии специальных легкосъемных лючков и заглушек в кор¬
пусах 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 управ¬
ляемого из¬
гиба, град
ES
05
W
00
оо
0.6...3,8
60
40000...640000
Неуправ¬
ляемый
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 конст¬
руктивных 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. Продолжи¬
тельность обычного осмотра ступени КНД для определения пов¬
реждений от попадания посторонних предметов составляет
5...7 мин. Наружный диаметр эндоскопа — 10 мм, диаметр от¬
верстий 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 лопа¬
ток на наличие термоусталостных трещин проводится через
1000 ч.
Дальнейшее развитие получают методы и средства неразру¬
шающего контроля: ультразвуковой, токовихревой, рентгеноско¬
пии, радиографии (гамма-спектроскопии), акустической эмиссии,
голографической интерферометрии. Данные методы используют¬
ся 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 контро¬
ля 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 (рентгено- и
радиографии) требует обеспечения доступа источника излучения
во внутренние полости двигателя и к свободной наружной поверх¬
ности для размещения регистрирующей пленки, а, с другой сторо¬
ны, разработки мер по биологической защите персонала. Радио¬
графический (изотопный) источник излучения по сравнению
с рентгеновским более компактен и не требует внешнего источни¬
ка энергии. Обычно трубка с радиоактивным источником излуче¬
ния имеет диаметр в пределах 13...20 мм. Это позволяет ис¬
пользовать 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) авиа¬
ционных ГТД обеспечивают автоматическую регистрацию пара¬
метров двигателя в процессе его работы, обработку параметров
для решения ряда диагностических задач, документирование и
хранение выходной информации для последующей статистиче¬
ской обработки данных по всему парку двигателей.
Первые АСД использовали данные ручной регистрации
параметров двигателя на крейсерском режиме полета.
Основные параметры двигателя записывались бортинжене¬
ром на специальном бланке и после полета обрабатывались на
ЭВМ. В процессе обработки параметры приводятся к стандарт¬
ным условиям. Определяются их отклонения от установленных в
начале эксплуатации значений и проводится статистическая об¬
работка 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 устрой¬
ства автоматической регистрации данных.
В начале 70-х годов началось широкое применение в граж¬
данской авиации зарубежных стран систем регистрации и отра¬
ботки данных, получивших название AIDS (Aircraft Integrated
Data System). Позднее были разработаны и другие системы,
522
аналогичные по назначению. Краткие сведения об автоматизи¬
рованных системах диагностирования ГТД приведены в
табл. 18.2.
Современной тенденцией развития систем диагностирования
является передача большинства функций наземной ЭВМ борто¬
вому вычислительному комплексу.
На современную АСД возлагают выполнение следующих
диагностических функций: контроль параметров по индивидуаль¬
ным допускам на всех этапах полета; анализ тенденций измене¬
ния характеристик двигателя и его модулей по наработке; обна¬
ружение и локализация неисправностей; контроль выработки
ресурса в часах, в циклах малоцикловой усталости, термоциклах,
накопленной деформации ползучести; управление информацией
на борту (для своевременного информирования экипажа, подго¬
товки данных и рекомендаций для наземного технического об¬
служивания) 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).
Двигатель
Индикаторы
В кабине ф:
экипажа
Экипаж
Пильт ипрпв-
' ления и
индикации
Воздействие
'ТОйР
Датчики
Датчики
самолета
Печатающее л!
V
12
Б ЦВМ
3HZ2
Регистратор
полетных
данных
.1.
а.
Наземнае
ЭВМ
it
Аварийный
регистратор
Бортовая часть
Наземная часть
ЗОЕ
Банк
Ванных
ЪлераторьЛ Рекомендации
v диагностики па ТО и Р
JLJL
Средства неразрушающего контроля,
Визуального осмотра и т. п.
34*
Рис. 18.9. Структура современной наземно-бортовой АСД:
ТОиР — техническое обслуживание и ремонт; БЦВМ — бор¬
товая ЭВМ
523
Таблица 18.2. Автоматизированные системы диагностирования
524
525
Бортовая часть АСД включает: датчики параметров двигате¬
ля; согласующее устройство (мультиплексор) для преобразова¬
ния 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 превыше¬
нии параметрами допустимых значений; печатающее устройство
для выявления краткосрочных тенденций изменения характери¬
стик двигателя.
Наземная часть представляет собой человеко-машинный
комплекс, включающий: согласующее устройство кассетного на¬
копителя данных с наземной ЭВМ; центральный процессор ЭВМ
для решения предусмотренных диагностических задач и управле¬
ния информативными массивами; база данных по всему парку
двигателей в течение их жизненного цикла; печатающее устрой¬
ство для представления выходных данных; операторы ЭВМ и
специалисты службы диагностики для анализа выходной инфор¬
мации 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. Домотеню, А. С. Кравец, А. И. Пу¬
гачев; Т.И. Сивашенко.— М.: Транспорт, 1970.—352 с.
3. Автоматика авиационных газотурбинных силовых установок/С. А. Гаев¬
ский, 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 специаль¬
ные жидкости.— М.: Транспорт, 1970.—255 с.
6. Ахмедзянов А. М., Дубровский Н. 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. Н. 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.: Наука, 1965.- 464 с.
13. Бронштейн И. Н. 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. Бир¬
гера, 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 измере¬
ния 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.: Машино¬
строение, 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 диагно¬
стика 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.: Машино¬
строение, 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 уста¬
новок.— 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., Липко Г. И., Анучкин Г. И. Конструкция и основы
проектирования авиационных ГТД.— М.: Машиностроение, 1977.—320 с.
39. Лозицкий Л. П., Янко А. К, Лапиюв В. Ф. Оценка технического
состояния авиационных ГТД.— М.: Транспорт, 1982.—160 с.
40. Локай В. И., Максутова М. К-, Стрункин В. А. Газовые турбины дви¬
гателей 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 пертолетов/Л. Б. Бушмарин, П. П. Дементьев
и др.— М.: Машиностроение, 1983.—120 с.
45. Несущая способность рабочих лопаток ГТД при вибрационных нагру-
жения х/В. Т. Трощенко, В. В. Матвеев и др.— Киев: Наукова думка,
1981,—314 с.
46. Нечаев Ю. И., Федоров Р. М. Теория авиационных газотурбинных
двигателей, ч. 1.— М.: Машиностроение, 1977.—312 с.
47. Никитин Ю. М. Конструирование элементов деталей и узлов авиадвигате¬
лей.— 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, #. 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.: Машино¬
строение, 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 двигате¬
лей.— М.: Машиностроение, 1J75.—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. Хроник 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 Н. А., Шахвердов В. Г. Конструкция и эксплуатация
авиационных газотурбинных двигателей.— М.: Машиностроение, 1969.—371 с.
74. Шульгин В. А., Гайсинский С. Я- Двухконтурные турбореактивные дви¬
гатели 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 100
4.2. Конструктивные компоновки основных камер сгорания ... Ю2
4.3. Конструкция элементов камер сгорания ПО
4.4. Меры борьбы с эмиссией вредных веществ в камерах сгорания цб
4.5. Характерные неисправности камер сгорания. 119
Глава 5. Газовые турбины . . 120
5.1. Конструктивные компоновки осевых турбин 121
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 . j 60
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 17g
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 дефор¬
маций 275
10.6. Особенности расчета напряжений в барабанно-дисковых
конструкциях . _ 277
10.7. Особенности расчета напряжений в рабочих колесах центро¬
бежных 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 норми¬
рование и контроль 376
Ч а сть 3. 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 соединения 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 СОСТОЯ¬
НИЯ 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
Глава 18. Диагностика и контроль технического состояния ГТД в
эксплуатации ...504
18.1. Задачи диагностики и контроля состояния двигателей 50418.2. Диагностика ГТД но термогазодинамическим параметрам 50718.3. Диагностика двигателей по контролю состояния масла 50818.4. Виброакустическая диагностика 511
18.5. Методы визуального контроля и дефектоскопии 51718.6. Автоматизированные системы диагностирования авиационных
ГТД . . . .522
ЛИТЕРАТУРА 527
Издательство «Воздушный транспорт» готовит к'чвыпуйсу
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. Конструк¬
ция 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. Кон¬
струкция 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. Спра¬
вочник 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
Сдано в
Г арнитура
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. Семичева
Корректор Т. Г. Васильева
набор 23.06.89. Подписано в печать 17.J2.91. Формат 60X90/1(5. Бумага офсетная,
литературная. Фотонабор. Печать офсетная. Уел. печ. л. 33,5 + 0,22(2 вкл.)
Уел. кр.-отт. 33,84. Уч.-изд. л. 36,16. Тнраж 2170. Заказ 4527. Изд. Ня 147.
Издательство «Воздушный транспорт». 103012. Москва, Старопанский пер., 5.
№ 12 ВС
536