Конструкция и проектирование двигателей. Главная страница сайта Об авторах сайта Контакты сайта Краткие содержания, сочинения и рефераты

Конструкция и проектирование движков.


.

Читать реферат для студентов

Конструкция и проектирование двигателей.

Каждая стадия проектирования считается завершенной после проведения необходимых согласований и утверждений. При проектировании необходимо учитывать, что фактор времени в двигателестроении имеет большое значение, т.к. новые образцы быстро морально устаревают, поэтому при проектировании и производстве двигателя составляются системы графиков параллельно- последовательного проведения работ. Выполнение этих графиков требует большого внимания исполнителей, но с другой стороны графики способствуют большой глубине и качеству проработки проекта на разных стадиях. На стадиях разработки эскизного и технического проекта принимают участие большие коллективы конструкторов, технологов, металлургов и других специалистов. Они оценивают уровень основных параметров двигателя, возможности их достижения, надежность, рассчитанные запасы прочности, а так же уровень технологичности изготовления и трудоемкости деталей, применение новых материалов, а так же степени унификации и стандартизации. При создании двигателя после завершения проектирования и до начала его серийного производства так же проходит ряд этапов:

1. Изготовление опытной партии двигателей и выполнение планово-экспериментально-доводочных работ.

2. Проведение испытаний доведенного двигателя и получение подтвержденных основных данных.

3. Проведение длительных стендовых испытаний по проверке прочности и надежности двигателя.

4. Проведение специальных испытаний по отработке и проверке двигателя на соответствие предъявленным техническим требованиям.

5. Летные испытания на летающих лабораториях или специальных высотных стендах.

6. Проведение государственных испытаний и внедрение в серийное производство.

В целях снижения затрат труда и времени на создание двигателя, сокращения необходимого количества опытных двигателей, планово-экспериментально-доводочных работ предусматривают совмещение различного вида испытаний на каждом двигателе путем параллельно-последовательного проведения вышеперечисленных работ. Работы над совершенствованием двигателя не прекращаются после начала его серийного производства и ведутся в направлении повышения надежности, улучшения технологичности и снижения трудоемкости.

Этапы проектирования осевых компрессоров и турбин ГТД.

В современных условиях при высоком развитии компьютерной техники проектирование проточных частей осевых компрессоров и турбин производятся совместно, т.к. технология проектирования компрессора и турбины имеет много общего. При проектировании производится выбор параметров этих узлов, основываясь на данных современных двигателей, например к числу основных параметров, характеризующих техническое совершенство компрессора, относятся:

1. Степень повышения давления и суммарная степень повышения давления в КНД и КВД

2. КПД

3. Удельная масса(сколько один килограмм сухого двигателя может произвести тяги)

4. Габаритные размеры, ресурс

5. Окружная скорость на среднем диаметре и концах рабочих лопаток

Для двигателей боевых самолетов суммарная степень повышения давления 24-25. Для двигателей пассажирских самолетов 20-30. Степень повышения давления вентилятора в боевых машинах 3-4, в пассажирских 1-7. Окружная скорость на конце лопаток вентилятора в двигателях пассажирских самолетов 420-450, у двигателей боевых машин до 480. Эффективным средством уменьшения расхода топлива является уменьшение зазора между рабочими лопатками и корпусом, особенно в последних ступенях компрессора. Уменьшение радиального зазора осуществляется путем притирки, повышение жесткости корпуса, при нанесении на корпус над лопатками мягкого покрытия. Обеспечение гарантированного зазора за счет нагрева или охлаждения статора и ротора, при использовании материалов с различными коэффициентами линейного расширения. Параметром, от которого зависит качество двигателя и безопасность полетов, является ресурс. Ресурс- количественный показатель долговечности двигателя, который зависит от состояния деталей компрессора. Эксплуатация компрессора по техническому состоянию с использованием средств технической диагностики позволяет более полно использовать заложенные при проектировании ресурсы компрессора при сохранении требований безопасности. Однако для этого компрессор должен быть контролепригоден и иметь модульную конструкцию, которая позволяет заменять во время эксплуатации вентилятор, деталей КНД, КСД, КВД. Очень важно для обеспечения эффективности компрессора сохранение его основных характеристик, особенно это актуально для компрессоров вертолетных двигателей, которые подвергаются активному воздействию окружающей среды. Пыль, песок и влага приводят к интенсивному изнашиванию поверхностей рабочих деталей и в первую очередь поверхностей рабочих лопаток компрессора. Изменение геометрических размеров проточной части приводит к ухудшению его газодинамических и прочностных характеристик. Высокая долговечность деталей компрессора закладывается при проектировании путем применения коррозионностойких материалов и противоэрозионных покрытий, предусматривается обеспечение жесткости конструкции, использование пылезащитных устройств, с целью устранения попадания посторонних частиц в проточную часть компрессора. Для совершенствования конструкции компрессора необходимо:

Загрузка...

1. Снижение удельной массы

2. Уменьшение удельного расхода топлива за счет улучшения основных параметров и совершенствования конструкции

3. Повышение надежности и сокращение расхода времени на техническое обслуживание

4. Снижение воздействия окружающей среды

Проведенные исследования показывают, что в дальнейшем возможно уменьшение удельного расхода топлива двигателей самолетов гражданской авиации на 20%, двигателей боевых самолетов на 30% и более. Перспективным является применение рабочих лопаток вентилятора и первых ступеней компрессора, изготовленных из композиционных материалов. Это позволит улучшить обтекание лопаток и снизить потери на трение для увеличения частоты вращения ротора турбины и повышение КПД, а с другой стороны для уменьшения частоты вращения лопаток вентилятора предлагается использовать редуктор. Можно так же использовать роторы вентилятора и компрессора низкого давления, вращающиеся в разные стороны. Более эффективно осуществлять отбор и перепуск воздуха. Использовать в компрессоре поворотные лопатки. Для сохранения в эксплуатации основных параметров компрессора рекомендуется использовать жесткие роторы, применять для ротора и статора материалы, которые позволяют иметь минимальные значения радиальных и осевых зазоров без дополнительных мероприятий по охлаждению или нагреву корпуса. Создавать такие конструкции вентилятора промежуточного корпуса, которые позволят направить большую часть посторонних частиц, попадающих в проточную часть наружного контура. Необходимо обеспечить надежность работы лабиринтных уплотнений.

Проектирование современных компрессоров осуществляется одновременно с турбиной, поэтому необходимо рассмотреть существующие конструктивные схемы ГТ, применяемые в АД и имеющиеся перспективные направления. В настоящее время применяются одно-, двух- и трехвальные ГТ, число ступеней турбины, в зависимости от назначения двигателя, может быть 2-7 и более. Используются турбины высокого, среднего и низкого давления. В турбовальных двигателях или двигателях для приводов используются свободные турбины. Наибольшие трудности проектирование вызывает создание охлаждаемых ТВД, в которых, обычно, число ступеней ограничено до двух. В этих условиях должно быть обеспечено требуемая жаропрочность рабочих лопаток и дисков, не смотря на то, что температура газов перед турбиной постоянно увеличивается. Кроме этого на элементы турбины действуют высокие окружные скорости. При этих экстремальных условиях необходимо обеспечить значительное снижение температуры газа после первой ступени, чтобы последующие ступени выполнять неохлаждаемыми. Это значительно упростит конструкцию газовой турбины в целом. Трудности создания охлаждаемых турбин связаны со сложной системой воздушного охлаждения, конструктивными изменениями геометрических профилей сопловых и рабочих лопаток при осуществлении подвода коммуникации охлаждающего воздуха, кроме этого отбор на охлаждение некоторого количества воздуха из компрессора до 13%. Т.к. происходит значительное снижение температуры после ТВД. Поэтому эти турбины обычно выполняются неохлаждаемыми. В отдельных случаях, когда температура газа перед турбиной не имеет высокого значения у первой ступени, выполняется охлаждаемой только сопловой аппарат. В ряде случаев на турбине низкого давления применяется ротор с увеличенным средним диаметром, по сравнению с турбиной высокого давления. При проектировании проточная часть двигателя задается периферийными и втулочными диаметрами сечений на входе и выходе из каждого каскада компрессора и турбины, а так же их длиной, длина каждого каскада определяется числом ступеней. Кольцевые площади, характерные для проточной части каждой ступени определяются по заданным значениям расходов воздуха или газа, полные давление и температуру из условий неразрывности потоков, при этом диаметральные размеры проточных частей турбокомпрессора выбираются из условий:

1. Обеспечение минимальных лобовых габаритов. Это условие определяет выбор диаметральных размеров вентиляторных лопаток двухконтурного двигателя

2. Выбор диаметральных размеров по условию выбора оптимальных параметров газогенератора, т.к. выбранные размеры газогенератора оказывают большое влияние на весовые характеристики двигателя

3. Выбор диаметральных размеров турбокомпрессора производится в зависимости от величины окружной скорости рабочих лопаток турбины и компрессора, т.к. их ротора вращаются с одинаковой частотой

Выбор диаметральных размеров предполагает оценку прочности рабочих лопаток турбины с учетом особенностей их охлаждения, а так же согласование роторов компрессора и турбины по окружным скоростям. При формировании проточной части двигателя необходимо учитывать возможность обеспечения эффективной работы компрессора и турбины при минимальных габаритах и массе. При этом необходимо понимать, что стремление снизить габариты и массу вызывает увеличение осевых окружных скоростей воздушного и газового потоков в проточной части двигателя, это ведет к снижению КПД компрессора и турбины и к ухудшению экономичности двигателя.

Необходимо иметь минимальные габариты и массу и при этом обеспечить заданный ресурс и оптимальную трудоемкость производства двигателя. Оптимальное разрешение таких противоречий является необходимым условием проектирования турбокомпрессора. Это показывает, что эффективность работы компрессора и турбины закладывается на стадии их проектирования. Основные размеры проточной части турбокомпрессора определяются для взлетного режима. Это необходимо по следующим причинам:

1. На взлетном режиме максимальный расход воздуха, наибольшая температура газа перед турбиной, максимальная частота вращения роторов и соответственно наибольшее напряжение узлов и деталей двигателя. Ресурс двигателя определяется в основном работой на этом режиме, поэтому максимальные частоты вращения роторов турбокомпрессора должны определяться из условий обеспечения достаточных запасов прочности рабочих лопаток турбины

2. Все рекомендуемые значения основных параметров турбокомпрессора выбираются из условия работы двигателя на земле, что соответствует высоте полета и скорости, равной нулю, а температура и давления параметрам окружающей среды.

Исходными данными для расчета основных размеров проточной части турбокомпрессора являются параметры рабочего процесса. В двухконтурном двигателе это температура газа перед турбиной, степень повышения давления КВД, КНД и вентилятора, степень двухконтурности, величины работ, затрачиваемые и получаемые на турбине, КПД компрессора и турбины, температура и давления во всех характерных сечениях проточной части, расход воздуха и газа через эти сечения.

Выбор исходных данных и особенности расчета.

При проектировании предполагается, что схема двигателя задана, однако трехвальные двигатели конструктивно сложны, но имеют перед другими преимущества:

1. Обеспечение запаса устойчивой работы компрессора

2. Более быстрый запуск

3. Компрессор имеет меньшее количество ступеней

Известно, что при определении параметров проточной части двигателя необходимо обеспечить условия:

1. Неразрывность потоков воздуха и газа при заданных значениях расхода воздуха, температуры и давления в характерных сечениях двигателя

2. Баланс мощностей компрессора и турбины при известных значениях работы этих узлов

3. Согласование роторов компрессора и турбины по окружным скоростям

4. Обеспечить запас прочности рабочих лопаток турбины по растягивающим напряжениям

5. Значения кольцевых площадей на входе и выходе каждого каскада компрессора определяется из уравнения неразрывности, т.к. расход воздуха, полная температура и давление известны из термогазодинамического расчета

Приведенные скорости в характерных сечениях выбираются по опытным данным, например для компрессора во входном сечении (0,5-0,6) для дозвукового потока и (0,5-0,6) для сверхзвукового потока, где (0,6-0,75), для турбины (0,2-0,3), в случае двухконтурных двигателей (0,35-0,55), в турбовальных двигателях (0,3-0,45). В случае проектирования проточной части малоразмерных двигателей(турбостартеров и ВСУ) необходимо значение приведенной скорости в характерных сечениях принимать на нижнем уровне, т.е. минимальное значение. Таким образом, задаются исходные данные для определения геометрических размеров. Известно, что диаметральные характеристики турбокомпрессора можно выразить через диаметр рабочего колеса, диаметра втулки и среднего диаметра. Эти величины задаются в характерных сечениях, если задана Dсрi, то можно определить высоту лопатки hi=Fi/(πDсрi). Определение диаметральных размеров компрессора сводится к определению высоты лопатки и характерных диаметров. Если проанализировать формулы, то можно увидеть, что определяемые величины в конечном итоге зависят от расхода воздуха или газа через двигатель, а в конечном итоге от тяги двигателя. P=GC5. Поэтому полученные значения могут изменяться в очень широких пределах, чтобы определить пределы необходимо пользоваться относительными величинами, например относительным диаметром втулки dвт. Для большинства двигателей эта величина на входе в компрессор = 0,3…0,5. Однако для большого количества современных двигателей существуют более узкие пределы изменения относительного диаметра втулки = 0,4+-0,15. Значение относительного диаметра втулки при проектировании турбовальных двигателей принимаются = 0,6…0,75.

Сечение на выходе из компрессора.

Величина относительного диаметра обычно больше из-за уменьшения высоты лопатки. В проточной части наоборот- относительный диаметр на входе больше, чем на выходе. В общем виде задачей определения диаметра проточной части решается совместно с выбором числа ступеней турбокомпрессора и обеспечением запаса прочности рабочих лопаток турбины. Известно, что работа, необходимая для сжатия воздуха до определенной величины степени повышения давления, задается термогазодинамическим расчетом, а работа сжатия в одной ступени компрессора определяется Lcmk=Hср*Uср2. Hср- средний коэффициент напора, Uср- окружная скорость на среднем диаметре компрессора. Zk= Lk/Lcmk=Lk/(HсрUср2). Величина коэффициента среднего напора изменяется в пределах 0,3-0,4. Аналогично определяется число ступеней турбины. Zm=(LmYm*2)/(Hср*ɳт). Ym*-коэффициент нагруженности турбины(0,5-0,6), данный коэффициент отличается по величине в различных конструкциях турбины, например для высокотемпературной охлаждаемой турбины он = 0,5, в случае турбины низкого давления или турбины вентилятора он =0,6. Приведенные вычисления показывают, что число ступеней компрессора и турбины пропорциональны величинам работы этих узлов и обратно пропорциональны окружной скорости в квадрате. По мере развития авиадвигателестроения происходит постоянный рост параметров рабочего процесса, в том числе и степени повышения давления. Это влечет за собой постоянное увеличение работы сжатия воздуха в компрессоре и соответственно рост потребной частоты вращения количества ступеней компрессора и турбины. Поэтому задаваясь значениями окружной скорости можно оценить кол-во ступеней компрессора или турбины, или наоборот- задаваясь кол-вом ступеней определить потребные скорости вращения.

Основы проектирования дисков турбокомпрессора.

В любом АД с осевым компрессором и турбиной применяются 2 разновидности дисков: диск турбины и диск компрессора.

(рис)

1- Замковая часть

2- Обод

3- Полотно диска

4- Основные элементы крепления диска

5- Ступица

Замковая часть служит для закрепления рабочих лопаток. Обод служит для размещения устройств закрепления на дисках РЛ. Конфигурация обода зависит от конструкции устройств крепления и конфигурации проточной части турбокомпрессора. Обод диска создает дополнительные нагрузки на полотно диска, поэтому во многих случаях его размеры проектируются как можно меньшими. Основная часть диска- полотно. Оно соединяет обод и ступицу. Геометрически форма полотна определяет распределение напряжений вдоль радиуса диска. Полотно диска может быть постоянной толщины или иметь профилированное сечение, т.е. иметь определенную форму. Обычно диски постоянной толщины в АД не применяются, т.к. бывают очень тяжелыми. Профилированные диски могут быть различной конфигурации. Наиболее распространены конические, гиперболические и диски равного сопротивления.

Конический диск(рис).

В0- основание треугольника

R- высота треугольника, определяющая форму диска

b- текущая толщина

r- текущий радиус

bk- толщина на внешнем контуре

rk- радиус внешнего контура

b0- толщина диска в начале

r0- радиус диска в начале

b=b0*(1-(r\R))

bk\b=1-(rk\R)

Приведенные отношения подбираются в процессе проектирования для получения наиболее рационального распределения напряжений. Диски конического профиля наиболее распространены в конструкции роторов двигателей, т.к. просты в изготовлении механической обработкой и позволяют получить наиболее легкую конструкцию диска.

Диск гиперболического профиля(рис).

b= a\zm

b0\bk= rkm\r0m

a и m– параметры, определяющие толщину и степень изменения толщины вдоль радиуса диска. Отношения начальной и конечной толщин диска показывает, что с увеличением степени m толщина диска на начальном радиусе существенно возрастает, по сравнению с толщиной на внешнем контуре. Обычно применяется m= 1.5, если m=0, то гиперболический диск обращается в диск постоянной толщины, т.е. он является частным случаем гиперболического диска. Диск данного профиля имеет наименьший вес из всех применяемых профилей, однако очень трудоемок в изготовлении. Наиболее часто гиперболические формы заменяются более простыми, состоящие из прямых и двух окружностей. Гиперболическая форма применяется для диска с центральным отверстием.

Диск равного сопротивления.

B=b0*(е)

Е- основание

Ро- плотность диска

Омега- угловая скорость диска

Сигма r- напряжение растяжения(равное для всех точек полотна диска)

Диск равного сопротивления можно получить при условии, что он не имеет центрального отверстия и присутствует равномерность нагрева. Если диск спроектировать на максимально допустимое напряжение растяжения, то его масса будет минимальная, по сравнению со всеми другими дисками. Идеально можно приблизиться к диску равного сопротивления, если выполнить диск заодно с валом. При проектировании, задаваясь формой сечения диска и характеристиками двигателя, можно получить графическое изображение диска, проектируемого при помощи САПР.

Особенности проектирования лопаток.

При проектировании лопаток учитываются новейшие научно-технические достижения в области газовой динамики лопаточных машин, теории прочности и колебаний, теплотехники, материаловедении с учетом современных возможностей технологии изготовления. Компрессорные и турбинные лопатки делятся на:

1. Рабочие лопатки колес

2. Статорные лопатки

Рабочие лопатки работают в сложных условиях. Поэтому их проектированию уделяется особое внимание, а для статорных лопаток многие проблемы отсутствуют. К конструкции рабочих лопаток предъявляются ТРЕБОВАНИЯ:

1. Совершенные газодинамические характеристики, обеспечивающие необходимое преобразование воздушного или газового потока в рабочем колесе ступени и минимальными потерями. Выполнение этого условия приводит к достижению высокого КПД компрессора и турбины двигателя.

2. Высокая надежность конструкции лопаток- способность определенное длительное время выдерживать высокие статические нагрузки, работать в условиях вибраций и больших динамических напряжений. Для турбинных лопаток добавляется требование сохранения работоспособности при предельно высоких температурах с частой сменой температурных режимов, с учетом наличия явления ползучести материала.

3. Технологичность конструкции- возможность изготовления всех элементов лопатки, как единого целого, при помощи современных методов и средств, с обеспечением плавности изменения заданных форм пера, по длине лопатки с обеспечением необходимой точности всех размеров, качества и чистоты поверхности.

4. Живучесть конструкции- способность сохранять работоспособность и надежность в процессе эксплуатации, при условии появления возможных, заранее обусловленных, повреждений посторонними предметами, забои водяной и пылевой эрозией и атмосферной коррозией.

Особенность проектирования лопаток состоит в том, что все вышеуказанные требования должны быть максимально обеспечены в процессе проектирования. Это вызвано тем, что доводка пера лопатки по геометрии, с целью исправления аэродинамических качеств или повышения прочности, вызывает изменения характеристик ступени и ее координацию с другими ступенями компрессора или турбины, а изменение конструкции замковой части лопатки компрессора или турбины потребует существенных изменений в конструкции дисков, что практически невозможно. В процессе проектирования широко используются методы всесторонней оценки качества и работоспособности лопатки, при этом применяются упрощенные методы предварительных расчетов, а так же проводятся расчеты с применением объемных моделей течением воздуха или газа в каналах рабочего колеса. Благодаря этим методам расчета появились новые конструкции рабочих лопаток, существенно отличающихся по форме и аэродинамическим характеристикам от предыдущих лопаток. Трудность расчета лопаток заключается в способности геометрической формы пера влиять на прочность лопатки, поэтому для высокотемпературных турбинных лопаток работоспособность и долговечность оценивается на основе термической прочности с учетом ползучести материала. Процесс проектирования строится по принципу: вначале решаются вопросы формы профилей лопатки, затем определяется форма пера в целом. Уточняются аэродинамические и прочностные характеристики лопаток, затем проектируется хвостовик лопатки и другие элементы конструкции.(…)

После проектирования лопаток производятся расчеты на прочность, при этом расчет на прочность лопаток турбины имеет свои особенности, например, допускаемое напряжение, выбирается из условия работы материала при высоких температурах с учетом длительной прочности. При проведении расчетов выбирается,+ какое место сечения лопатки является наиболее опасным, т.е. в большей степени будет подвергаться деформации. Опасные сечения лопаток турбины определяются с учетом изменений температуры лопатки по длине, изменению предела прочности в зависимости от температуры и длительности работы(часов), а так же изменения растягивающих и изгибающих напряжений по длине лопатки. Обычно опасные сечения находятся на расстоянии 20-30% длины лопатки от корневого сечения. Прочность лопаток и место опасного сечения зависит от распределения температуры газа по длине лопатки. Проводимые эксперименты установили, что сечение лопатки, в котором имеется максимальное значение температуры перемещается по длине лопатки при изменении частоты вращения. Т.к. от частоты вращения зависит изменение температурного поля газа перед турбиной. Расчет лопаток на прочность проводится на САПР. После расчета профильной части лопатки рассчитывается полка лопаток и замок. Пример расчета полки лопатки ГТ. Для этого изобразим лопатку турбины с бандажной полкой:

(рис)

Rср- средний радиус лопатки

Дельта- толщина лопатки

b- ширина полки

Для расчета полки лопатки на прочность выделим площадку ABCD, которая равна половине площади полки лопатки. Если лопатка будет вращаться с угловой скоростью Ω, то масса полки будет создавать центробежную силу P, которая действует в центре тяжести половине полки лопатки E. Расстояние от центра до точки E обозначим h.

Mизг=Ph, P=роVABCDΩ2Rср, сигмаu= Mu\W=Ph\W.

Допускаемое напряжение изгиба зависит от применяемого материала, температуры полки лопатки и условного предела текучести для данного материала при существующем ресурсе работы двигателя. Для наиболее часто применяемых сплавов допускаемое напряжение изгиба 2500 МПа, при температуре 800оС. Известные из курса технической механики расчетные формулы дают возможность определить работоспособность турбинной лопатки, т.к. такие характеристики материала, как ползучесть, усталость и существующие термические напряжения хорошо известны. Затем расчетная величина работоспособности проверяется при испытаниях и в процессе доводки турбины. При расчетах полки лопатки, пера лопатки производятся расчеты прочность. У компрессоров ласточкин хвост, у ГТ елочный замок. Напряжение в замке зависит от действующих сил, конструкции замка, характера посадки ножки лопатки в пазу диска. Обычно расчет замка лопатки ведется с учетом центробежной силы, а составляющая от газодинамических сил исключается, т.к. они невелики, по сравнению с центробежными. При расчете замка определяется:

1. Номинальное напряжение растяжения от центробежных сил массы лопатки в перемычке диска

2. Напряжение смятия на площадках контакта лопатки с диском от центробежных сил лопатки

3. Напряжение изгиба от центробежных сил

4. Напряжение среза в штифте и напряжение растяжения хвостовика лопатки, если соединение шарнирное.

Основы проектирования валов двигателя.

Валы АД обычно имеют несколько дисков, которые расположены на различных участках вала. Валы, при вращении, подвергаются различным изгибным напряжениям. При совпадении собственной частоты колебаний вала с частотой вращения ротора возникают большие изгибные напряжения, которые приводят к появлению вибраций. Эти частоты называются критическими. Длительная работа на этих частотах может привести к аварии. Практика эксплуатации двигателей показывает, что при работе на частотах вращения, ниже или выше критических вибрация значительно уменьшается. Поэтому если быстро перейти через критическую частоту вращения, то при некотором удалении от нее двигатель может работать устойчиво. Если двигатель работает на частотах вращения ниже критических, то считается, что валы работают в режиме «жесткого вала». Если выше критических, то вал работает в режиме «гибкого вала».

Расчет роторов ГТД на колебания.

Работа двигателей всегда сопровождается шумом и виб­рациями. Высокие уровни шума и в особенности вибрации яв­ляются отрицательными показателями качества двигателей. По­этому затрачивается много усилий и средств на то, чтобы свести вибрации и шум к минимуму.

Основными источниками вибраций ГТД являются быстровращающиеся роторы. Взаимодействие роторов в многовальных двигателях и роторных систем с упругой системой корпусов и подвески двигателей порождает многочисленные резонансные явления, при которых уровень вибраций резко возрастает, воз­никает упругодинамическая неустойчивость всей системы двига­теля, приводящая к различным дефектам.

В процессе проектирования двигателей проводятся специаль­ные исследования, многочисленные расчеты и эксперименты, для того чтобы заранее устранить вероятность возникновения больших вибраций, а в процессе доводки и испытания двигателей выявить причины их возникновения и провести мероприятия для их ликвидации.

Проведение всех работ и достижение определенных положи­тельных результатов по борьбе с вибрациями роторов и двига­телей в целом опирается на глубоко изученные закономерности динамики двигателей, на хорошо разработанный математический аппарат, с помощью которых производятся прогнозирование и обстоятельные оценки вибрационных состояний двигателей и разработка способов устранения вибраций.

Основные понятия о потере устойчивости быстровращающихся роторов.

Критические угловые скорости роторов.

Простейшая схема ротора (рис. 7.1) состоит из невесо­мого вала, вращающегося в двух шарнирных опорах, и диска, закрепленного точно посередине вала, между опорами. Диск обладает массой m, центр масс расположен на расстоянии α отно­сительно оси вала. При вращении ротора вал прогибается на величину у под действием инерционной силы Р.

Рис. 7.1 Схема простейшего симметричного ротора. Рис. 7.2 Измерение прогиба симметричного

ротора в зависимости от угловой скорости,

где 0- ωкр- область «жесткого» ротора;

ωкр - ω- область «гибкого» ротора

При установив­шемся движении существует состояние равновесия между силой Р и силой упругости вала:

(7.1)

где с — коэффициент жесткости вала на изгиб. Для рассматриваемой схемы:

(7.2)

Из (7.1) получаем формулу прогиба вала:

(7.3)

На рис. 7.2 показан график зависимости прогиба вала от угловой скорости ω. Согласно формуле (7.1) пропорционально у увеличивается инерционная сила.

Уравнения (7.1) и (7.3) справедливы для любого значения ω, кроме такого, при котором знаменатель формулы (7.3) обращается в нуль:

(7.4)

Легко видеть, что в случае су=mω2y левая часть уравнения (7.1) становится больше правой, т. е. инерционная сила преобладает над силой упругости, равновесное состояние нарушается. Вал теряет устойчивость, прогиб вала под действием силы неуравно­вешенности mαω2 неограниченно возрастает. Скорость, при кото­рой вал теряет устойчивость, называется критической.

При скорости ω, превышающей ωкр, равновесное состояние восстанавливается, выражения (7.1) и (7.3) вновь становятся справедливыми. Но согласно (7.3) прогиб принимает отрицатель­ный знак. Это означает, что изгиб вала в области гибкого ротора происходит в сторону, противоположную направлению эксцен­триситета а. Возрастание скорости ω ведет к уменьшению про­гиба у, который в пределе стремится к величине, равной а. Это означает, что центр масс диска стремится занять положение на оси вращения ротора, т. е. в закритической зоне при увеличении ω место тенденция к самоцентровке ротора.

Как следует из формул (7.4) и (7.2), критическая скорость ротора зависит только от соотношения жесткости вала и массы диска, т.е. от соответствующих конструктивных размеров. По­этому критическая скорость ротора является его динамической характеристикой. Роторы, работающие на скоростях, меньших, чем критические, принято называть «жесткими», а роторы, рабо­тающие на скоростях, превышающих критические, — «гибкими». Эти понятие не следует связывать с какими-либо прямыми оцен­ками жесткости роторов.

Дли «жестких» роторов состояние равновесия является стати­ческим. Дли них характерно увеличение прогибов и усилий, действующих на опоры, с увеличением угловой скорости.

«Гибкие» роторы находятся в состоянии устойчивого динами­ческого равновесия.

Рабочие угловые скорости роторов не должны быть близкими к критической скорости. Для «жестких» роторов они должны быть меньше, а для «гибких»— больше критических. Диапазон скоростей, в котором не должны лежать рабочие скорости, опре­деляется допустимым прогибом ротора.

На рис. 7.3 показана зависимость относительного прогиба ротора у/а от соотношения его скорости ω к критической скорости ωкр. Зависимость строится по следующей формуле, полученной из (7.3) с учетом формулы (7.4):

(7.5)

Знак прогиба на рис. 7.3 не учитывается. Если прогиб ротора ограничивается пятикратным отношением (у/а = ±5), то угловая скорость не должна находиться в пределах (0,92 ... 1,12) ωкр. При высокой степени балансировки ротора можно допустить большую величину относительного прогиба. Тогда опасный диапа­зон скоростей сузится. Однако допускать разницу между рабочей и критической скоростью меньше чем ±10 % опасно из-за интен­сивности роста прогиба.

Роторы современных ГТД из-за легкости конструкции и малой жесткости относятся к «гибким», т. е. их рабочие скорости лежат выше критических. Для таких роторов проход зоны критической скорости при разгоне ротора и торможении должен происходить с большим ускорением и замедлёнием, для того чтобы время про­хода зоны было минимальным и увеличение прогиба за это время незначительным.

Следует обратить внимание на то, что формула (7.4) критиче­ской Скорости совпадает с формулой собственной частоты одномассовой системы.

Рис. 7.3. Границы зон больших перегрузок Рис. 7.4. Симметричный ротор на упругих опорах

Это совпадение является общим и означает, что критическая скорость численно равна угловой частоте собственных колебаний, а критическая частота вращения ротора равна собственной частоте изгибных колебаний.

Влияние упругости опор на критические скорости.

Рассмотрим схему ротора (рис. 7.4), когда опоры вала обладают упругостью, которая оценивается общим коэффициентом с0. Усло­вие равновесия для этой схемы определяется равенствами:

(7.6)

Решив эти равенства относительно у, получим

(7.7)

Приравняв знаменатель к нулю, определим критическую скорость для ротора на упругих опорах:

(7.8)

Полученная формула показывает, что введение упругих опор ротора снижает его критическую скорость. Это позволяет устра­нить критическую скорость ротора из области его угловых рабочих скоростей и снизить усилия на опорах.

Критические состояния при наличии зазоров в опорах.

Схема, представленная на рис. 7.5, позволяет рассмотреть особенности устойчивости роторов при наличии зазоров в опорах.

При угловой скорости, меньшей критической (рис. 7.5 а) радиус окружности, по которой движется центр масс диска, складывается из трех величин: радиального зазора δ, прогиб вала у и эксцентриситета α. Уравнение равновесия записывается в виде:

Рис. 7.5. Симметричный ротор в опорах с зазором:

а- докритический режим; б— закритический режим; δ — радиальный зазор.

Отсюда:

(7.9)

Прогиб вала по сравнению со схемой на рис. 7.1 больше из-за увеличения радиуса окружности на δ. Знаменатель формулы (7.9) остается без изменения. Это значит, что критическая ско­рость с введением зазора в подшипники не меняется.

Закономерность изменения прогибов вала при увеличении ω показана на рис. 7.6. В закритической области (рис. 7.5, б), когда mωа > с, эксцентриситет занимает положение, противо­положное указанному (рис. 7,5, а). Другого положения быть не может, так как вал смещается в зазоре только в сторону про­гиба, т. е. в направлении действия силы Р. Уравнение равновесия сил для этого случая запишется так:

Отсюда находим прогиб:

(7.10)

Знаменатель формулы отрицателен. Следовательно, изгиб вала возможен только при условии а > δ. В противном случае прогиб получится по формуле с отрицательным знаком, а это противо­речит расчетной схеме.

Если зазор будет больше эксцентриситета, то при ω> ωкр вал будет вращаться вокруг центра масс диска, прогиба вала и радиальных сил на опорах не будет (рис. 7.6). Такое положение возможно для вертикального вала или в условиях невесомости. Для горизонтального вала в земных условиях при больших зазорах, когда δ > а, в закрити­ческой области возникает ударное обкатывание вала в опорах.

Рис. 7.6. Характеристика прогибов ро­тора при наличии зазоров в опорах:

а > δ — дисбаланс больше зазора; а < δ — дисбаланс меньше зазора

Установка подшипников в опорах двигателя.

В опорах современных двигателей применяются подшипники качения, которые ограничены по надежности и ресурсу. Подшипники роторов работают при значительных нагрузках, повышенных температурных режимах и больших угловых скоростях. Например, радиально осевые силы могут достигать на опорах, фиксирующих ротор от осевых перемещений очень больших величин. Окружная скорость центров тел качения в подшипниках может достигать 60-100 м\с, температура их нагрева составляет 200-250оС, а если скорость самолета в 2,5 раза больше скорости звука, то нагрев тел качения достигает 350оС и более. Требуемая наработка подшипников АД 500-10 тыс. часов и более, в зависимости от типа и назначения самолета. Известно, что в современных и перспективных двигателях температура газа перед турбиной постоянно увеличивается, кроме этого увеличивается температура воздуха на выходе из компрессора в связи с увеличением степени повышения давления, поэтому при проектировании необходимо учитывать вопросы защиты подшипниковых узлов от проникновения теплового потока, передаваемые из-за теплопроводности металлов, например тепло может передаваться от диска турбины на вал и, далее, к подшипнику. Или излучение тепла от деталей камеры сгорания, соплового аппарата, форсажной камеры и реактивного сопла. Для уменьшения теплового потока, поступающего от нагретых деталей двигателя применяется ряд конструктивных решений, например корпус опор может покрываться теплоизоляцией, а для уменьшения теплового потока от вала турбины подшипник турбины устанавливается на вал через промежуточную втулку. В АД применяются только подшипники качения, хотя они имеют большие радиальные размеры и значительную массу, но обладают, в сравнении с подшипниками скольжения преимуществами:

1. Способность работать на больших частотах вращения

2. Малые размеры по длине

3. Коэффициенты трения- качения значительном меньше, чем коэффициенты трения- скольжения, поэтому для охлаждения и смазки требуется меньшее количество масла.

В роторах АД используются шариковые и роликовые подшипники средних, легких и сверхлегких серий, класс точности 4 и 5. Для опор компрессоров и турбин применяются шариковые и роликовые подшипники с точеными неразъемными сепараторами.

Конструкция подшипника представляет собой внутренний корпус, наружный корпус, тела качения и сепаратор

(рис)

Подшипник качения.

Между внутренним и наружным корпусом устанавливается сепаратор, в котором находятся тела качения в специальных канавках. Эти канавки равномерно делят окружность и распределяют тела качения по окружности, исключая трение между телами качения. Существуют подшипники различной конструкции. Наиболее распространены подшипники с неразъемными корпусами, однако очень часто в АД применяются подшипники, у которых наружный или внутренний корпус являются разъемными. Для удобства крепления подшипника наружный корпус выполняется с фланцем, который закрепляется в корпусе. Применение разъема в подшипниках позволяет увеличить число шариков или роликов, углубить беговые дорожки, использовать неразъемный более прочный сепаратор. Увеличение числа тел качения уменьшает контактные напряжения в точках контакта, что позволяет воспринимать большие осевые и радиальные усилия, по сравнению со стандартными подшипниками. Эти подшипники обладают повышенной грузоподъемностью и применяются при значительных осевых усилиях для фиксации опор двигателя. В ряде случаев для удобства монтажа внутреннее кольцо подшипника изготавливается со специальной канавкой, которое позволяет разбирать конструкцию опоры двигателя.

Подшипники, применяемые в двигателе, сделаны таким образом, что его конструкция дает возможность перемещения одного кольца относительно другого. Это необходимо при изменении теплового режима вала или корпуса подшипника, т.к. в этом случае возникают различные удлинения. Эти подшипники обладают меньшим гидравлическим сопротивлением выходу масла из подшипника. Благодаря этому заданная температура обеспечивается при меньшем количестве масла. В случае уменьшения диаметральных размеров опор двигателя применяется подшипник, внутреннее кольцо которого отсутствует. В этом случае тела качения катаются непосредственно по цементированной или азотированной поверхности вала, которая выполняется с высокой точностью.

Материал колец выбирается в зависимости от назначения подшипника и его рабочей температуры. Если рабочая температура 200-250оС, то материал подшипника- ШХ, если 250-450оС, то материал- жаропрочная сталь, например ЭИ437. При более высоких используются специальные жаропрочные и жаростойкие сплавы. Если подшипники работают при температуре ниже 120оС, то сепараторы изготавливаются из термически обработанных алюминиевых сплавов. Ввиду того, что эти сплавы имеют плохие антифрикционные свойства, поверхности трения покрываются тонким слоем графита.

Проектирование упругих демпферных опор.

Большинство современных двигателей применяются с упругой демпферной опорой. Основное назначение таких- уменьшение общего уровня вибрации роторов и всего двигателя в целом, устранение опасных резонансных колебаний. С этой целью основные параметры характеристики опор, коэффициенты жесткости, демпфирующие способности, место расположения должны быть согласованы с динамическими характеристиками опор в системах двигателя. Такое согласование должно производиться современными методами с применением компьютерной техники еще в процессе проектирования двигателя, т.к. изменение динамических характеристик уже построенного двигателя очень затруднительно и может потребовать существенной переделки его конструкции. Параметры и характеристики опор зависят от их конструкции, основных размеров, напряжений в определенных деталях. В качестве дополнительных требований можно указать:

1. Ограничение больших радиальных деформаций в опорах под действием статических перегрузок. Это предупреждает возможность задевания лопаток ротора о корпус и задевания лабиринтных уплотнений в воздушном тракте и масляных полостях

2. Обеспечение соосности расположения ротора в корпусе путем смещения центра опоры на величину статической деформации ее упругих элементов от действия сил веса. При этом не должна нарушаться симметричность упругих и демпферных характеристик опоры

3. Обеспечение максимальной демпфирующей способности.

4. Обеспечение стабильности и определенности упруго- демпферных характеристик путем назначения допусков на изготовление детали опоры и использование возможности подбора деталей при сборке.

В настоящее время широкое применение имеют опоры:

1. Опоры с упругими кольцевыми элементами

2. Типа беличье колесо

3. Опоры гидродинамического типа

Схема и принцип действия опор с кольцевыми элементами:

Основным упругим элементом является кольцо 3. Это кольцо вставлено между корпусом и внешним кольцом подшипника с определенным натягом и опирается своими выступами на кольцо 2. Сидящей в корпусе 1 и на выступах кольца 4, сидящего на внешних кольцах подшипника 5. При радиальном перемещении подшипника участки упругого кольца прогибаются, создавая упругую реакцию на подшипники. Упругое кольцо обычно имеет 9-12 выступов и соответственно столько же упругих участков. Выступы располагаются в шахматном порядке, а взаимное расположение колец фиксируется контровкой. Толщина и ширина упругого кольца и число участков определяет жесткость опоры. Высота выступов составляет 0.15-0.25 мм и определяет допустимую по прочности величину прогиба участка кольца. Для того, чтобы все участки кольца участвовали в работе, оно устанавливается в корпус с натягом, а выступы внутреннего кольца так же имеют натяг для избежания люфта по внутренним выступам. Пространство между выступами заполняется маслом. При вращении происходит деформация участка кольца и одновременно выдавливается масло, затем форма кольца восстанавливается, а масло засасывается обратно.

Зазоры в узлах двигателя предназначены для предотвращения возможного соприкосновения подвижных поверхностей компрессора и турбины с неподвижными поверхностями при самых неблагоприятных режимах работы. В то же время величины зазоров имеют огромное влияние на характеристики компрессора и турбины, т.е. на величину КПД двигателя и тягу двигателя. В зависимости от вида зазоров их называют осевыми или радиальными.

Ротор и статор компрессора являются сложными конструкциями, состоящими из большого количества деталей с различными характеристиками по массе, геометрии и материалу. Детали ротора и статора работают в различных условиях, т.е. имеют различное тепловое состояние и испытывают различные нагрузки. Это приводит к изменению зазоров между ротором и статором во время работы двигателя. Для предотвращения задевания деталей ротора о детали статора во всем диапазоне режимов работы компрессора и исключение возможности заклинивания ротора до и после остановки двигателя зазоры выбираются с учетом режимов работы. При запуске двигателя растет температура проточной части компрессора и изменяется тепловое состояние деталей. Обычно детали ротора выполняются более массивными, т.е. они обладают большей тепловой инертностью, чем статорные детали. Детали корпуса обладают меньшей тепловой инертностью, поэтому радиальный зазор увеличивается при запуске относительно монтажного зазора, существующего на холодном двигателе. В процессе работы зазор вначале перестает увеличиваться, а затем начинает уменьшаться по мере прогрева ротора. Стабилизация величины зазора наступает, когда тепловое состояние узлов компрессора становится неизменным на установившемся режиме.

Помимо теплового расширения ротора и статора существует действие центробежных сил на ротор. Это так же влияет на изменение радиальных зазоров, но в меньшей степени. Обычно это не учитывается. При остановке двигателя корпус компрессора остывает быстрее, чем ротор, поэтому радиальный зазор уменьшается и становится меньше монтажного. Скорость изменения зазоров пропорциональна времени, за которое происходит полный останов двигателя. При резком снижении режима двигателя радиальные зазоры продолжают уменьшаться после остановки двигателя. Если при проектировании монтажные зазоры выбраны неправильно, то произойдет заклинивание ротора. При выборе величины монтажных зазоров необходимо учитывать их влияние на эффективность работы компрессора. Зазоры влияют на течения воздуха в компрессоре, имея сложную трехмерную структуру. В зависимости от величины зазора меняется характер течения в зазоре и изменяется эффективность работы компрессора. Поэтому существует оптимальная величина осевого и радиального зазоров, при которых достигается максимальная эффективность компрессора. При этом учитывается, что отрицательное влияние на эффективность компрессора оказывает:

1. Неравномерность потока за лопатками при минимальном осевом зазоре между лопатками статора и ротора

2. Потери на трение при большем осевом зазоре между лопатками статора и ротора

3. Расположение скачков уплотнения при взаимодействии ротора и статора, в случае не оптимального осевого зазора между лопатками статора и ротора

4. Перетекание газа или воздуха из области повышенного давления за лопаткой в область пониженного перед лопаткой при большом радиальном зазоре, при этом с уменьшением высоты лопатки усиливается влияние обратных потоков на эффективность компрессора

5. Образование вихревых зон на торцах лопаток из-за отсутствия сдува вихря при перетекании при небольшой, близкой к нулю, величине радиального зазора

6. Неравномерность потоков при пониженном осевом зазоре

Из этого следует, что выбор оптимальных осевых и радиальных зазоров- это компромисс между эффективность компрессора и бездефектной работой его узлов. Оптимальная величина радиального и осевого зазора зависит от распределения геометрических и газодинамических параметров ступени, поэтому для его определения на основных режимах работы компрессора проводят расчеты течения воздуха с учетом взаимодействия статора и ротора, на основании выполненных расчетов выбирает оптимальное значение осевого и радиального зазора при работе компрессора. В общем случае величина зазора при работе компрессора можно выразить зависимостью:

Z=Zm+δZc-δZp

Z- величина зазора в рассматриваемый момент времени работы компрессора

Zm- величина монтажного зазора

δZc- изменение положения деталей статора при работе компрессора в осевом направлении

δZp- изменение положения деталей ротора при работе компрессора в радиальном направлении

Зависимость показывает, что, при работе компрессора на основных режимах, получить величину зазора близкого к оптимальному можно 2 способами:

1. Величина монтажного зазора была близка к оптимальному значению, а изменение смещения статора относительно ротора на всех режимах работы не происходило

2. На заданных режимах работы компрессора обеспечить дополнительные изменения величин дельта Zc и дельта Zp, с целью приблизить величину оптимального зазора к оптимальному значению.

При первом способе регулирования особое внимание уделяется подбору материалов, выбору геометрии деталей ротора или статора, введению дополнительных конструктивных элементов, позволяющих выравнить тепловую инерционность, т.е. время прогрева деталей ротора и статора.

При втором способе создается специальная система, которая на заданных режимах работы двигателя воздействует на детали ротора или статора. Существует 2 основных типа нагрузок, от действия которых может измениться величина радиального зазора:

1. При тепловой нагрузке на детали корпуса компрессора направляется воздушный поток, определенной температуры, который изменяет тепловое состояние деталей, соответственно изменяется тепловое расширение статора и радиальный зазор ступени, при этом воздействовать на корпус можно двумя способами: 1. На основных режимах работы компрессора уменьшить радиальный зазор путем охлаждения деталей статора воздухом, отбираемым от первых ступеней, 2. На неосновных режимах работы компрессора увеличить радиальный зазор путем нагревания корпуса компрессора воздухом от последних ступеней (предпочтительнее первый способ). Выбор зазоров в 2 этапа. На первом, на стадии выполнения расчетов, определяется оптимальное значение величины зазоров, в дальнейшем при доводке размеры могут быть уточнены. На втором этапе монтажные зазоры, конструкция и геометрия деталей компрессора определяется таким образом, чтобы при работе на основных режимах работы величина зазора была близка к оптимальной и при этом не допускала задеваний во всем диапазоне работы компрессора. Последнее требование подразумевает, что минимальная величина зазора должна превышать величину, определяемую действием всех факторов, способную ее изменить. Это допуск на изготовление и сборку, люфт подшипников, нагрузки воздействия на двигатель со стороны самолета и пр. При этом минимальная величина зазора определяется с учетом всех возможных циклов работы двигателя. При изготовлении и сборке деталей существуют допуски, из-за которых величина зазоров в компрессоре непостоянна в окружном направлении, кроме этого при работе компрессора из-за неравномерности прикладываемых нагрузок происходит смещение соей ротора и статора, поэтому на корпусах компрессора над рабочими лопатками наносится легковырабатываемое покрытие. Заключение о правильности зазора делают по результатам осмотра тракта компрессора после проведения испытаний, а так же измерением зазоров при его работе.

2. Конструктивные изменения зазоров.

Радиальный зазор в турбинах.

Радиальные зазоры между ротором и статором необходимы для нормальной работы и оказывают значительное влияние на ее эффективность. Это влияние увеличивается при увеличении значения радиального зазора, т.к. протекающий через радиальный зазор газовый поток не вносит своего вклада в мощность турбины, т.е. энергия газового потока, протекающего через зазор, не превращается в полезную работу турбины. Величина утечек определяется при помощи формул, обобщающих экспериментальные исследования. Величина утечек через радиальный зазор зависит от конструкции рабочей лопатки турбины и сопловой лопатки. Известно, что на лопатках с бандажными полками наносятся гребешки, поэтому между рабочей лопаткой и сопловой существуют лабиринтные уплотнения, которые позволяют уменьшить утечки. Однако величина утечек газа через радиальный зазор изменяется по мере эксплуатации двигателя. Износ торцевой поверхности рабочей лопатки является основной причиной увеличения радиального зазора между ротором и статором. Это приводит к снижению КПД двигателя на всех режимах работы. Причины износа торца рабочей лопатки- трение и эрозионный износ. Эрозионный износ в процессе эксплуатации становится главной причиной неконтролируемого увеличения радиального зазора. Кроме этого изменение радиального зазора происходит при изменении температуры ротора и статора турбины. Ротор турбины имеет большую массу, чем статор, поэтому диски турбины нагреваются и остывают медленнее, а сопловой аппарат и корпусные детали быстрее. На изменение радиальных зазоров центробежные нагрузки влияние практически не оказывают. Изменение радиального зазора зависит от изменения режима работы двигателя и соотношения тепловой инерционности ротора и корпуса. При недостаточном радиальном зазоре в сборке или неблагоприятном сочетании тепловой инерционности ротора и статора может возникнуть контакт и недопустимый износ на режимах взлета или выключении двигателя. Поэтому для исключения данного явления на современных двигателях создаются системы управления радиальными зазорами в турбине.

Цели при управлении зазорами турбины:

1. Обеспечение минимально возможного рабочего зазора на основных режимах при обеспечении максимального КПД турбины

2. Исключение неприемлемого износа корпуса и, особенно, ротора при возможном контакте на переходных режимах, т.к. это приведет к увеличению радиального зазора на величину износа на рабочих режимах

Управление радиальными зазорами подразумевает:

1. Конструктивное обеспечение минимально допустимых радиальных зазоров- пассивное регулирование

2. Конструктивное обеспечение минимального износа деталей ротора и статора во время эксплуатации

3. Применение систем активного управления радиальными зазорами во время рабочего цикла двигателя

Работы по исследованию влияния величин зазоров на эффективность работы двигателя показывают, что выигрыш в стоимости жизненного цикла двигателя от внедрения мероприятий по управлению радиальным зазором в ТВД в 4 раза больше, чем в ТНД.

Пассивное управление радиальными зазорами. Основано на выборе материалов и конструкции ротора и статора турбины, обеспечивающих минимальное относительное перемещение. В конструкциях АД, созданных до начала 80х применяется только пассивное регулирование радиальных зазоров, поэтому в них наружные корпуса турбины не охлаждаются. Конструктивные меры по управлению радиальными зазорами заключаются в увеличении тепловой инерционности корпуса турбины, т.к. тепловая инерционность ротора намного выше. В ГТ используются различные способы увеличения тепловой инерционности корпуса: применение двухслойного корпуса, при этом холодный наружный корпус определяет радиальное перемещение статора, ведение в конструкцию фланцев со специальным охлаждением на наружном корпусе, струйное охлаждение вставок, через отверстия и специальное покрытие для уменьшения теплового потока в корпус.

Конструктивное обеспечение минимальных радиальных размеров.

Для облегчения местной приработки корпуса без износа ротора, сопряженные с ротором детали корпуса изготавливаются из мягкого материала или покрывается им. На торце лопатки устанавливается напайка частичек абразивного материала, который работает совместно со вставками в корпусе. Такая конструкция позволяет компенсировать неизбежные колебания местной величины зазора за счет отклонения от правильной окружности конструкции корпуса и нарушении центровки ротора. Местная приработка мягкого керамического материала позволяет сохранить торец рабочей лопатки и радиальный зазор в остальной части рабочего колеса. Сохранение величины радиального зазора наиболее важную роль играет предотвращение эрозии, окисления и коррозии торцевой поверхности рабочей лопатки первой ступени ТВД и корпусных вставок. Главную роль в этом процессе играет применение пленочного охлаждения торца и вставок, изготовление лопаток и вставок из монокристаллического литья. Монокристаллический материал обладает более высокой устойчивостью к высокотемпературному окислению и коррозии.

Выбор радиального зазора при проектировании.

Задачи выбора решаются при проектировании турбины и системы автоматического управления радиальным зазором. На первом этапе устанавливается минимально необходимый радиальный зазор, обеспечивающий возможность сборки и работоспособность конструкции на базовых режимах работы двигателя(МГ, взлетный и крейсерский режимы). После проектирования ротора, корпуса и системы управления радиальным зазором оптимизируется система охлаждения ротора, корпуса и рабочего цикла двигателя. Конструктивные особенности, материалы, система охлаждения ротора и корпуса определяют скорость и величину изменения размеров ротора и корпуса. Итогом расчетов становится выбор радиальных зазоров в холодном состоянии и оптимального варианта в управлении.

Определение минимально необходимого радиального зазора.

На первом этапе определяют минимальный радиальный зазор, обеспечивающий исключение врезания роторных деталей в корпус. На последующих стадиях врезание ротора в корпус, особенно в уплотнения и прирабатываемой вставки может быть признан допустимым и, даже, необходимым после детального моделирования радиальных зазоров в рабочем цикле. Минимально необходимый зазор определяется отдельно для режима малого газа, взлетного и крейсерского. Минимальный зазор должен учитывать факторы. Производственные допуски на изготовление деталей турбины и отклонение от идеального круга ротора. Изменение зазора может составить 0.15- 0.4 мм. Такая величина зазора обеспечивает сборку конструкции. Изгиб ротора при работе за счет допустимых значений дисбаланса. Изменение зазора может составить 0.05- 0.15 мм. Это изменение происходит на всех основных режимах. Появление маневренных нагрузок на корпус и ротор приводит к деформации деталей и требует дополнительного зазора, необходимого для совместной работы деталей двигателя. Этот зазор достигает на взлетном режиме 0.05-0.1 мм, несколько меньше на крейсерском. Возможность запуска двигателя через 1-2 часа после выключения с учетом эффекта термического изгиба ротора. Этот изгиб появляется из- за накопления, оставшегося в роторных деталях тепла в верхней части турбины. Термический изгиб ротора может привести к заклиниванию роторов на несколько часов, примерно через час после выключения. Для исключения этого может потребоваться дополнительное увеличение радиального зазора на 0.5 мм и более. Это необходимо для работы на режиме малого газа.

Оптимизация изменения радиального зазора в рабочем цикле.

Рабочий цикл- основные рабочие режимы и тепловые переходные процессы между ними. Они определяют условия, в которых должны обеспечиваться зазоры. Хотя для основных, постоянных режимов работы двигателя достаточно иметь достоверные оценки радиальных размеров ротора. Статора, радиального зазора. Основы для определения радиального перемещения ротора и статора на переходных режимах работы является осесимметричное моделирование теплового состояния ротора и статора. Именно моделирование нестационарных процессов радиального перемещения ротора и статора является одним из важнейших требований при оптимизации системы управления зазорами. Минимальные значения радиального зазора, создающее опасное врезание рабочей лопатки в корпус обычно имеет место на режиме взлета. При моделировании этих процессов удается исключить задевание рабочей лопатки за корпус в опасных случаях.

Устройство стабилизации радиального зазора двигателя АЛ-31Ф.

Предназначено для повышения КПД турбины на переходных режимах. Оно представляет собой кольцо, тепловое состояние и размеры которого, стабилизированы охлаждением. При повышении частоты вращения, когда диаметр ротора увеличивается за счет разогрева лопаток и диска и их растяжении под действием центробежных сил, величина радиального зазора уменьшается. Это приводит к снижению перетекания через зазор и повышению КПД турбины. На кольце закрепляются вставки с сотами в окружном направлении, вставки фиксируются радиальными штифтами. При касании лопаток о вставки происходит взаимный износ. Это предотвращает разрушение лопаток. Для уменьшения нагрева кольца во внутреннюю полость, через жиклер подается охлаждающий воздух. Он, проходя через отверстия, охлаждает вставки и выходит в газовый тракт.

Основы проектирования элементов статора двигателя.

Статор- неподвижная часть двигателя, воспринимающая нагрузки при его работе. Статор состоит из корпуса компрессора, камеры сгорания, корпуса турбины, промежуточного корпуса, корпуса ФК и РС. Важнейшая часть статора- корпус компрессора- основной элемент силовой схемы двигателя. Внутри корпуса на подшипниках монтируется ротор двигателя, крепится направляющий аппарат, снаружи на корпус устанавливается коробка агрегатов, элементы регулирования, автоматики, масляные и топливные насосы и другие узлы. В стенках корпуса располагаются каналы подвода и отвода масла к опорам, каналы подвода воздуха, отбираемого для подогрева ВНА или для подачи его на ВВТ.

На корпус компрессора действуют силы:

1. Силы веса и инерции ротора

2. Избыточное давление воздуха на внутреннюю поверхность

3. Осевые силы от лопаток НА

4. Крутящие моменты, передаваемые лопатками направляющего аппарата

5. Осевые силы и изгибающие моменты, которые передаются на корпус от сопротивляющихся элементов

Поэтому корпус компрессора должен удовлетворять требованиям:

1. Достаточная жесткость и точность при малой массе

2. Удобство монтажа статорных лопаток

3. Простота конструкции

4. Герметичность


Другие страницы сайта


Для Вас подготовлен образовательный материал Конструкция и проектирование двигателей.

5 stars - based on 220 reviews 5
  • И одна из самых лучших, мощных и простых практик для развития интуиции выполняется так.
  • И определение диаметра труб временного водопровода
  • ЗОНЫ ЛИЧНОЙ СТАБИЛЬНОСТИ
  • И преддипломной практик
  • Золотой Путь духовидца
  • ВМЕСТО ЗАКЛЮЧЕНИЯ: ПОЗНАТЬ САМОГО СЕБЯ
  • Иван Алексеевич
  • ЗООГИГИЕНИЧЕСКИЙ КОНТРОЛЬ ПРИ СТРОИТЕЛЬСТВЕ И СДАЧЕ ОБЪЕКТА В ЭКСПЛУАТАЦИЮ