Газовая турбина

Осевое усилие, действующее на рабочее колесо турбины и сопловой аппарат, определяется так же, как и для компрессора. Для определения осевого усилия на лопатках рабочего колеса турбины Р_ал может быть использованы формулы (1.2) и (1.4), в которые подставляются параметры газа на входе и выходе решётки рабочего колеса или соплового аппарата ступени турбины и размеры, при­сущие турбине (рис.1.7)

Рис.1.7.Расчетная схема

газовой турбины

Полное осевое усилие на рабо­чем колесе зависит от расположе­ния на его боковых поверхностях уплотнений и статических давле­ний на образованных ими кольце­вых площадях. Например, для ра­бочего колеса, изображенного на рис. 1.7., осевое усилие представляется следующей суммой:

, (1.15)

где F_i - кольцевые площади определяются расположением уплотнений и размерами рабочего колеса; P_i — давление, действующие на соответствующие площади и их значения определяются, параметрами ступени и каналами для воздуха, связывающими боковые полости диска с определенными зонами давления компрессора, камеры сгорания или проточной части турбины.

Осевая сила диска турбины положительна, т. е. направлена в сторону сопла. Вал турбины всегда связан с валом компрессора специальным осевым соединением. Благодаря этому осевая сила компрессора в значительной степени уравновешивается осевой силой турбины.

Небольшая разность этих сил воспринимается осевым подшипником ротора. Для того чтобы эта разность не превышала допустимую силу для упорного шарикоподшипника, давления на боковые поверхности диска турбины и ротора комп­рессора, а также расположение уплотнений на дисках подбира­ются необходимой величины и месторасположения. На практике эта сила уточняется экспериментально.

Если ротор турбины состоит из нескольких дисков, то подсчет осевой силы такого ротора производится тем же методом, который был рассмотрен для компрессоров.

Реактивное сопло

За турбиной, в реактивном сопле, в большин­стве случаев устанавливается центральное тело, связанное с внешней оболочкой сопла стойками или стержнями (рис. 1.8.). Диаметр центрального тела в сечении I-I равен диаметру, окружности корневых сечений лопаток колеса турбины.

Рис. 1.8. Реактивное сопло

Если между ко­лесом турбины и центральным телом на диаметре расположено уплотнение, а внутрь конуса центрального тела подается некото­рое разгрузочное давление , то осевое усилие реактивного сопла подсчитывается по формуле:

, (1.16)

где; — статическое давление в реактивной струе в сечении I—I и на срезе сопла — в сечении II—II; — атмосферное давление; — площади проточной части сопла и торцевой поверх­ности конуса, определяемые диаметрами и , — площадь выходного отверстия сопла

При полном расширении реактивной струи . Если кольцевое уплотнение на окружности отсутствует, то .

Осевая сила реактивного сопла обычно направлена в сторону движения газа за счет более высоких статических давлений в се­чении I—I.

Значение алгебраической суммы осевых газодинамических и газоста­тических сил, приложенных к узлам и деталям двигателя численно равно тяге, развиваемой двигателем. На рис. 1.9 показано соотношение величин осевых сил, действующих на отдельные узлы двигателя.

­

Рис. 1.9. Суммарные осевые силы в ТРД

Осевая сила, действующая на ротор компрессора, почти в три раза превышает тягу двигателя Усилие на диске турбины направлено в сторону сопла и боле чем в два с половиной раза превышает тягу. Осевые силы, действующие на элементы камеры сгорания и сопловые аппараты турбины, превышают тягу в полтора раза.

Рассмотренный пример распределения осевых сил показывает, что детали ГТД находятся под воздействием больших внутренних газодинамических сил. В процессе проектирования двигателя необходимо весьма тщательно определять эти силы для оценки прочности и надежности конструкции его деталей и достижения минимальной массы двигателя.

4. Силовые схемы одновальных ГТД по радиальным связям.

Силовая система двигателя по радиальным связям является важнейшей для ГТД, так как именно она в основном определяет всю силовую систему двигателя. При этом определяющей является силовая система ротора, которая в основном формирует силовую систему статора, а в дальнейшем и всего двигателя. В зависимости от числа валов силовые схемы роторов по радиальным связям подразделяются на одновальные, двухвальные, трехвальные.

Рассмотрим силовые схемы роторов по радиальным связям одновальных двигателей (рис.1.15).

Силовые схемы одновальных роторов будут определяться следующими параметрами:

• суммарным числом опор на валу ;

• компоновкой опор по ротору:

– консольное положение опор;

– опоры, расположенные в пролете между ротором компрессора и турбины;

– смешанное положение опор,

где - номер схемы; n- число опор.

Примем следующее условно стилизованное изображение силовых схем по радиальным связям:

_____ - валопровод ротора осевого компрессора и турбины;

- статорная опора установлена перед компрессором консольно;

- статорная опора установлена консольно за турбиной;

- статорная опора установлена за компрессором;

- статорная опора установленная перед турбиной;

- опора, расположенная в пролете после компрессора и перед турбиной;

- межвальная опора.

Все возможные силовые схемы роторов одновальных двигателей приведены в таблице 2 .

Конструктивная и силовая схема роторов двух и трехвальных двигателей значительно сложнее силовых схем роторов одновальных двигателей.

Таблица 2

Силовые схемы одновальных роторов

5. Силовые схемы двух и трёх -вальных ГТТД по радиальных связям.

Схемы роторов двух и трехвальных двигателей разрабатываются на основе опыта проектирования и эксплуатации двигателей с одновальными роторами путем прямого вложения одной одновальной силовой схемы в другую. Последующие компоновки силовых схем двух и трехвальных двигателей получаются путем последовательного перевода статорных опор, лежащих в граничных сечениях каскадов низкого и высокого давления в межвальные.

При этом соблюдаются следующие ограничения:

1. В каждом из двух соседних роторов не должно быть по одной статорной опоре.

2.Число опор ротора низкого давления не может быть меньше числа опор ротора высокого давления.

3. Между соседними роторами не может быть больше двух межвальных опор.

Для примера рассмотрим возможные силовые схемы ротора двухвального двигателя, полученные из силовых схем одновальных двигателей. Вкладываемая одновальная схема с двумя опорами К⁽²⁾ принадлежит ротору высокого давления, схема, в которую происходит вложение консольная трехопорная К⁽³⁾, принадлежит ротору низкого давления. На рис. 1.21 приведен пример силовой схемы ротора двухвального, а на рис 1.22 трехвального двигателей.

Рис.1.21. Силовые схемы двухвальных двигателей

Рис. 1.22. Силовые схемы трехвальных двигателей

Все возможные схемы приведены в таблице 3.

Силовые схемы двухвальных роторов Таблица 3

6. Силовые схемы корпусов ГТД.

На силовые корпуса ГТД действуют усилия, рассмотренные в предыдущих разделах:

- масса всех узлов двигателя;

- газодинамические силы, возникающие при движении газа по тракту;

- крутящие моменты, возникающие на рабочих лопатках, лопатках направляющих и сопловых аппаратов;

- инерционные нагрузки от неуравновешенности деталей ротора и от изменения скорости или направления полёта;

- гироскопические моменты, возникающие при эволюциях самолета.

Часть этих нагрузок замыкается внутри силовой схемы корпуса, а часть передаётся к узлам крепления двигателя к самолёту.

К конструкции силовых корпусов ГТД предъявляются следующие требования:

- корпус должен обладать достаточной прочностью и жёсткостью при минимальной массе;

- свобода температурных деформаций деталей корпусов при изготовлении их из различных материалов или имеющих разную температуру нагрева;

- простота и удобство сборки и разборки как двигателя в целом, так и его узлов;

- наличие специальных люков для возможности контроля состояния деталей без разборки двигателя в процессе эксплуатации.

Основным признаком, определяющим силовую схему корпуса ГТД, будем принимать способ силовой связи между корпусами компрессора и турбины. В качестве элементов силовой связи используются внутренний и наружный корпус камеры сгорания, которые связаны между собой в радиальном направлении, спереди и сзади. Передняя радиальная связь осуществляется чаще всего лопатками направляющего аппарата последней ступени компрессора или специальными стойками. Задняя радиальная связь осуществляется стержнями, стойками, шпильками, расположенными в промежутках между жаровыми трубами в ГТД с трубчато-кольцевыми камерами сгорания или внутри пустотелых лопаток соплового аппарата турбины. В этом случае необходимо надежное воздушное охлаждение. Сами лопатки сопловых аппаратов турбины обычно не включаются в силовую систему двигателя ввиду их высокой температуры и больших температурных деформаций.

Радиальные связи, передающие на внешний корпус и к точкам крепления двигателя поперечные усилия от опор роторов и инерционные силы внутреннего корпуса, будем называть силовыми поясами

Стилизованное изображение силовых элементов корпусов приведено на рис. 1.23.

В силовом поясе может быть одна, две или три опоры. Условное (стилизованное) изображение силовых поясов приведено на рис 1.23.

В зависимости от конструктивных элементов силовых связей различают четыре основные схемы силовых корпусов.

Силовая схема корпуса двойного замыкания

В схемах ТРД с двойной замкнутой связью внешний и внутренний корпуса камеры сгорания являются силовыми и связаны между собой посредством радиальных связей в сечениях за компрессором и перед турбиной (рис.1.24.).

Схема корпуса двойного замыкания позволяет получить большую жесткость при меньшей массе.

Осевые, окружные и радиальные нагрузки компрессора передаются на внешний корпус через лопатки спрямляющего аппарата компрессора 4. Осевые и окружные нагрузки на сопловом аппарате первой ступени турбины распределяются на внутреннем 5 и внешнем корпусе примерно поровну, на остальных ступенях все нагрузки воспринимаются внешним корпусом. В данной схеме необходимо учитывать тепловые деформации деталей корпусов.

Рис.1.23 Условное (конструктивное) изображения элементов статора

Рис.1.24. Силовая схема корпуса двойного замыкания:

1- передний корпус компрессора; 2 – средний корпус компрессора; 3 – задний корпус компрессора; 4 – силовые лопатки спрямляющего аппарата последней ступени компрессора; 5, 6 – внутренний и наружный корпусы камеры сгорания; 7 – силовая связь; 8 – наружный корпус турбины; 9 – внутренний корпус турбины

Рис.1.25. Силовая схема корпуса двойного замыкания:

1 –силовой пояс передней опоры вентилятора; 2 – передняя опора компрессора; 3 – задняя опора компрессора; 4 – корпус подшипника турбины; 5, 6 – внутренний и наружный корпусы камеры сгорания; 7 – силовая связь между корпусами первого и второго контуров; 8 – камера сгорания второго контура

Силовой корпус двойного замыкания ТРДД (рис.1.25.) имеет основные элементы силовой схемы ТРД и, кроме того, имеет разделительный корпус компрессора и внешний корпус второго контура связанный с внутренним корпусом силовой связью.

Силовая схема корпуса внутреннего замыкания

Силовые схемы корпусов, в которых силовая связь корпуса компрессора и турбины осуществляется только с помощью внутреннего корпуса камеры сгорания или корпуса вала турбины, называются внутреннего замыкания.

Такая конструкция силовых корпусов (рис.1.26) включает силовые пояса за компрессором 8 и перед турбиной 4 и применяется в двигателях с трубчатыми камерами сгорания, стенки которых не включаются в силовую схему двигателя.

Рис.1.26. Силовая схема корпуса внутреннего замыкания:

1 - корпус компрессора; 2 - корпус турбины; 3 - одинарная внутренняя связь компрессора с турбиной; 4 - литой корпус газосборника с радиальными связями; 5 - корпус заднего подшипника; 6 - корпус сопловых лопаток; 7 - корпус турбины; 8 - силовой пояс задней опоры компрессора

Все нагрузки, действующие на корпусе турбины и выходного устройства, воспринимаются внутренней силовой связью 3 и передаются на задний корпус компрессора.

Недостаток силового корпуса с одинарной внутренней силовой связью является его большая масса из-за относительно небольшого диаметра внутреннего корпуса и для получения достаточной жёсткости стенки приходится утолщать и усиливать ребрами.

Силовая схема корпуса наружного замыкания

В силовых схемах наружного замыкания одинарная внешняя связь между корпусом турбины 2 и компрессора 1 осуществляется только внешним корпусом камеры сгорания 3 (рис.1.27.).

Рис. 1.27. Силовая схема корпуса наружного замыкания:

1 - корпус компрессора; 2 - корпус турбины; 3 - одинарная внешняя связь - корпус камеры сгорания; 4 - корпус соплового аппарата с силовой связью наружного и внутреннего колец шпильками, проходящими через внутреннюю полость сопловых лопаток; 5 - корпус заднего подшипника с силовой связью за турбиной радиальными профилированными ребрами; 6 – силовой пояс задней опоры компрессора

Этот корпус благодаря большому диаметру может быть изготовлен из листовой стали с малой толщиной стенок. Он получается достаточно жёстким при малой массе.

Возможно применение четырёх конструктивных силовых схем корпусов наружного замыкания:

- силовая схема наружного замыкания и силовыми поясами, расположенными за компрессором и перед турбиной (см. рис.1.27,а);

- силовая схема наружного замыкания с силовым поясом перед турбиной;

- силовая схема наружного замыкания с силовым поясом, расположенным за компрессором и за турбиной (рис.1.27,б);

- силовая схема наружного замыкания с отсутствующими силовыми поясами за компрессором и перед турбиной.

Недостаток первых двух силовых схем наличие радиальных связей находящихся в зоне горячих газов, что, требует их специальной защиты, что усложняет конструкцию и несколько увеличивает массу двигателя.

Силовая схема корпуса разветвленного замыкания

В двигателях с силовыми корпусами разветвлённого замыкания (рис.1.28) внутренний и внешний корпус камеры сгорания не связаны между собой силовым поясом в зоне соплового аппарата турбины.

Рис.1.28. Силовые схемы корпуса разветвлённого замыкания:

1 – корпус редуктора; 2 – лобовой картер; 3 – корпус компрессора; 4 – наружный корпус камеры сгорания; 5 – коническая балка, осуществляющая силовую связь между корпусом подшипника турбины и корпусом компрессора; 6 – стойки, связывающие коническую балку с корпусом камеры сгорания; 7 – корпус турбины

Такое конструктивное решение позволяет убрать силовые элементы из потока горячих газов, поэтому сравнительно просто обеспечить защиту подшипника турбины от действия высоких температур и проще подвести к нему смазку. Осевые усилия от ротора передаются на внешний корпус через внешнюю связь и силовой пояс спрямляющего аппарата компрессора. Газодинамические силы от соплового аппарата газовой турбины нагружают внешний корпус. Радиальные нагрузки, действующие на турбинную опору, изгибают внутренний корпус камеры сгорания как консольную балку.

Недостаток схемы – необходимость весьма прочной и жёсткой связи внешнего и внутреннего корпусов в зоне разветвления, для обеспечения соосности опор. Такие схемы корпусов в основном применяются в двигателях с кольцевой камерой сгорания.

В таблице 4 – приведены упрощённые и стилизованные изображения силовых схем корпусов различного замыкания

7. Силовые схемы ГТД по окружным связям.

8. Входные устройства ГТД. Классификация, требования и основные схемы.

Назначение входного устройства – обеспечить подвод и сжатие необходимого количества воздуха из окружающей среды к компрессору с наименьшими потерями и максимальной равномерностью полей скоростей и давлений на всех режимах эксплуатации двигателя. Сжатие воздуха во входном устройстве может осуществляться только за счёт преобразования кинетической энергии набегающего потока в потенциальную энергию (статическое давление).

Конструктивно входное устройство может составлять часть конструкции двигателя, либо сочетание самолетных и двигательных частей.

Входные устройства могут быть индивидуальными для каждого двигателя, либо групповыми, предназначенными для нескольких рядом расположенных двигателей. При групповом входном устройстве, для исключения взаимного влияния двигателей на работу друг друга, во входном устройстве ставят длинные вертикальные перегородки.

По месту расположения на самолёте входные устройства подразделяются: лобовые и фюзеляжные (боковые, верхние, нижние). Лобовые ВУ обычно применяются, когда двигатели размещаются в гондолах либо в крыле, а фюзеляжные – при размещении двигателей в задней части фюзеляжа. Гондолы могут быть размещены на крыле, под крылом или на хвостовой части фюзеляжа, а входное устройство в невозмущенном потоке.

Фюзеляжные входные устройства могут быть полукруглыми, плоскими, клиновидными или совковыми.

Лобовые входные устройства могут быть как кольцевыми (осесимметричными), так и прямоугольными (плоскими).

Основные требования к входным устройствам:

- малое внешнее сопротивление;

- достаточная прочность и жёсткость на всех режимах эксплуатации;

- высокий коэффициент восстановления статического давления;

- устойчивое, безсрывное обтекание набегающего потока;

- равномерное поле скоростей и давлений на входе в компрессор;

- малая масса;

- достаточная герметичность;

- технологичность и простота обслуживания в эксплуатации;

- допустимый уровень шума.

При дозвуковых скоростях полета самолёта применяются дозвуковые входные устройства, в которых преобразование кинетической энергии набегающего потока в потенциальную энергию (давление) осуществляется в свободном потоке перед входным устройством. Внутри канала входного устройства скорость воздуха составляет (0,6…0,65) М.

Простейшая конструкция дозвукового входного устройства ТРД (рис.2.1) состоит из внешнего обтекателя 1, внутреннего обтекателя 2, и корпуса 3.

Рис. 2.1. Простейшее дозвуковое входное устройство ТРД:

1- внешний обтекатель; 2 – внутренний обтекатель; 3 – корпус; 4 - ребра жесткости

Сверхзвуковые входные устройства применяются на самолётах при скоростях полёта М>1,5. В сверхзвуковых входных устройствах процесс сжатия (торможения) набегающего сверхзвукового потока осуществляется в системе скачков уплотнения – несколько косых и замыкающий прямой. Косые скачки уплотнений образуются при обтекании центрального тела с изломом или клина и замыкаются на передней кромке внешнего обтекателя. Прямой скачок уплотнения всегда замыкается в плоскости входа. Оптимальное число косых скачков определяется скоростью полёта.

Сверхзвуковые входные устройства могут быть с постоянной площадью проходного сечения и с изменяющейся площадью (регулируемые). Так как входные устройства с постоянной площадью имеют оптимальные характеристики только на одном, обычно расчетном режиме полёта, их применение ограничено.

В регулируемом входном устройстве осуществляется согласование производительности (пропускной способности), минимального сечения входа, количества скачков уплотнений, в результате чего обеспечивается максимальное значение тяги, устойчивость работы двигателя в широком диапазоне скоростей полёта и режимов работы двигателя. Так при изменении скорости полёта с М=1,5 до М=3 расход воздуха через входное устройство должен возрасти в 3 раза.

Согласование производительности входного устройства и потребного расхода воздуха для компрессора двигателя можно следующими способами рис.2.3:

Рис.2.3. Способы обеспечения потребного расхода воздуха через сверхзвуковое входное устройство: а – изменением площади входа; б – разделением сверхзвукового потока; в – перепуском воздуха из воздухозаборника в атмосферу

изменением площади входа, путём отклонения кромки внешнего обтекателя (рис. 2.3,а) либо другим конструктивным элементом;

осуществлением сверхзвукового обтекания потока- с уменьшением количества воздуха поступающего во входное устройство (рис.2.3,б);

использованием специальной системы перепуска воздуха из воздухозаборника в атмосферу; воздух перепускается через створку в дозвуковой части за горлом непосредственно в атмосферу или через створку в гондолу, а из гондолы в атмосферу через дозвуковое или сверхзвуковое сопло Лаваля (рис.2.3,в).

По форме входные устройства выполняются: осесемметричными, полукруглыми или плоскими.

9. Противообледенительные устройства, схемы и конструктивное исполнение.

При работе двигателя в условиях температуры наружного воздуха ниже нуля и влажности более 1…2 г/м³, а также в тумане и облаках возможно обледенение входного устройства, лопаток входного направляющего аппарата и рабочих лопаток первых ступеней. Обледенение элементов двигателя приводит к уменьшению площади проходных сечений тракта двигателя, снижению расхода воздуха и, как следствие, падению тяги и росту удельного расхода топлива. При этом также возникает неравномерность полей скоростей и давлений по окружности компрессора, что может привести к срыву работы компрессора или повышению температуры газа перед турбиной. Кроме того, образовавшаяся ледяная корка от вибрации может разрушаться и куски льда, попадая в проточную часть двигателя, приведут к повреждению лопаток компрессора, а, следовательно, выходу двигателя из строя. В осевых компрессорах слабая передача тепла от последних, горячих ступеней к первым – холодным, поэтому образование льда возможно не только на первой, но и на одной двух последующих ступенях.

Для обеспечения надежной работы двигателя в различных климатических условиях предусматриваются специальные устройства основанные на двух принципах:

- подогрев стенок входного устройства и деталей первых ступеней компрессора до температуры выше 10⁰С;

- впрыск во входное устройство двигателя противообледенительной жидкости.

Источниками тепла для подогрева деталей входного устройства и компрессора могут быть:

- теплый воздух из-за одной из ступеней компрессора, где его температура выше 200⁰С;

- горячее масло, откачиваемое из маслоотстойников;

- горячие газы из-за турбины;

- горячие газы, отбираемые из камеры сгорания;

- электрический подогрев.

10. Компрессоры ГТД, классификация, основные параметры и требования.

Компрессор является одним из основных узлов ГТД и служит для повышения давления воздуха перед камерой сгорания. Техническим совершенством компрессора во многом определяются габариты и удельная масса двигателя, удельный расход топлива, ресурс и надежность работы двигателя. Поэтому к компрессорам ГТД предъявляются следующие основные требования:

- обеспечение заданной степени повышения давления π_к;

- подача требуемого по массе количества воздуха в камеру сгорания G_в;

- минимальная масса и габаритные размеры;

- высокий КПД;

- газодинамическая устойчивость на всех режимах эксплуатации;

- высокая надежность и живучесть в эксплуатационных условиях;

- длительный ресурс, как межремонтный, так и эксплуатационный;

- технологичность, модульность конструкции и возможность модернизации;

- возможность и удобство контроля технического состояния;

- противопожарная безопасность;

- минимальное влияние на окружающую среду.

Перечисленным требованиям, наиболее полно, удовлетворяют многоступенчатые осевые компрессоры, которые применяются в большинстве современных ГТД.

Рассмотрим более подробно взаимосвязь между конструктивными и газодинамическими параметрами осевых компрессоров с учетом перечисленных требований.

С ростом степени повышения давления в компрессоре до оптимального значения π_к увеличивается КПД двигателя, уменьшается относительный расход топлива и растёт удельная тяга. Однако значительное повышение π_к приводит к существенному усложнению конструкции, применению двух- или трёх каскадных компрессоров, введению дополнительных узлов по обеспечению газодинамической устойчивости в широком диапазоне режимов работы. Кроме того, при повышении π_к и скорости полета температура воздуха за компрессором становится высокой, что усложняет задачу охлаждения лопаток и дисков турбины, корпусов, опор и других узлов двигателя.

В современных ТРД, ТРДФ, ТВД и ТВВД степень повышения давления в компрессоре π_к составляет от 6 до 16, а число ступеней 6…15.

Для повышения газодинамической устойчивости компрессор выполняют двухкаскадным. При этом компрессор состоит из компрессора низкого давления (КНД) и компрессора высокого давления (КВД) которые имеют свои приводные турбины, обеспечивающие оптимальные числа оборотов для каждого каскада (рис.3.2). Ротор КНД имеет 3…4 ступени, а ротор КВД 3…8 ступени.

Расход воздуха через компрессор задаётся исходя из потребной тяги двигателя, и он в основном определяет габариты и массу компрессора и всего двигателя.

Расход воздуха определяется по формуле:

3.1)

где – плотность воздуха на входе в компрессор, кг/м³; F₁ – кольцевая площадь на входе в компрессор, м²; C_1а – осевая составляющая абсолютной скорости воздуха на входе в компрессор, м/c;

D – наружный диаметр рабочего колеса, м;

d – диаметр втулки колеса (корневой диаметр лопаток), м;

F – лобовая площадь компрессора, м²;

- относительный диаметр втулки колеса;

- удельная производительность компрессора;

Дальнейшее совершенствование компрессоров идёт по пути решения следующих задач:

-снижение удельной массы компрессора;

- уменьшение удельного расхода топлива, за счет улучшения параметров компрессора и совершенствования конструкции;

- повышение надежности и ресурса, как межремонтного, так и эксплуатационного;

- сокращение расходов и времени на ремонт и техническое обслуживание, как компрессора, так и всего двигателя;

Для сохранения и поддержания параметров компрессоров в процессе эксплуатации во время назначенного ресурса необходимо:

- проектировать компрессор с жестким ротором;

- использовать для ротора и статора материалы, обеспечивающие минимальные значения радиальных и осевых зазоров без дополнительных мероприятий по охлаждению или нагреву корпуса;

- применять лопатки компрессора малого удлинения и большой относительной толщины;

- создать конструкции вентилятора и разделительного корпуса, обеспечивающие направлении посторонних частиц попадающих во входное устройство ГТД, в наружный контур;

- обеспечить надёжность работы и ресурс уплотнений.

Классификация Компрессоров.

По направлению движения потока воздуха в проточной части компрессора:

- осевые компрессоры, у которых направление скорости потока воздуха в меридиональной плоскости параллельно, или почти параллельно продольной оси двигателя

- центробежные компрессоры, в которых поток направлен по радиусу

- диагональные компрессоры, в которых направление скорости потока воздуха занимает среднее положение между осевыми и центробежными компрессорами

- комбинированные компрессоры, которые представляют собой последовательно соединённые осевые и центробежные компрессоры (осецентробежные рис.3.8,б.), либо диагональные и осевые (диагонально осевые)

В дальнейшем классификационные признаки и конструктивные элементы будем рассматривать применительно к осевым компрессорам.

2. По отношению скорости потока воздуха к скорости звука в рассматриваемом сечении проточной части компрессора (числу Маха М) различают дозвуковые (М<1) и сверхзвуковые (М>1) компрессоры.

3. По числу роторов – однороторные компрессоры (рис.3.1), двухроторные (рис.3.2) и трехроторные (рис.1.16).

4. По конструктивной схеме ротора:

- компрессор с ротором дискового типа (рис.3.9,б);

- компрессор с ротором барабанного типа (рис.3.9,а);

-компрессор с ротором смешанного (барабанно-дискового) типа

5. По способу профилирования проточной части:

- при постоянном наружном диметре всех рабочих колес и увеличивающемся среднем диаметре и диаметре втулок (рис.3.10,а);

- при постоянном среднем диаметре рабочих колёс, уменьшающемся наружном диаметре и увеличивающемся диаметре втулок (рис.3.10,б);

- при постоянном диаметре втулок всех рабочих колёс и уменьшающемся среднем и наружном диаметрах (рис.3.10,в);

- комбинированные – комбинация из любых трёх выше рассмотренных схем, например, при постоянном наружном диаметре у одной части колёс и постоянном диаметре втулок у остальной части ступеней компрессора

6. По конструкции корпуса (рис.3.11):

- неразъёмный корпус (рис.3.11,а);

- с продольным разъёмом (рис.3.11,в);

- с поперечным разъёмом (разъёмами) (рис.3.11,б);

- с продольным и поперечным разъёмами (рис.3.11,г).

7. По способу устранения помпажа:

- с поворотными лопатками направляющих аппаратов;

- с клапанами перепуска воздуха;

- с клапанами перепуска воздуха и поворотными лопатками направляющих аппаратов.

11. Роторы осевых компрессоров. Конструктивные решения соединения элементов роторов барабанного и барабанно-дискового типов.

Ротор является основным рабочим элементом компрессора, в которых входят все его вращающиеся детали. Основными деталями ротора являются барабан или диск, на которые установлены рабочие лопатки, цапфы или вал, для установки в опорах и передачи крутящего момента от турбины, детали, обеспечивающие изгибную и крутильную жесткость и устойчивость ротора и детали уплотнений для герметизации воздушных и масляных полостей. При вращении ротора рабочие лопатки передают воздуху, проходящему через проточную часть компрессора механическую энергию, в результате чего давление и энергия потока воздуха возрастают.

В осевых компрессорах ГТД применяется в основном три конструктивных схемы роторов: барабанного, дискового и барабанно-дискового (смешанного) типа.

Ротор барабанного типа представляет собой тонкостенный цилиндр или усечённый конус на наружной поверхности, которых прорезаются продольные или кольцевые пазы для крепления замков лопаток

С торцовых поверхностей крепятся крышки с цапфами для крепления ротора в опорах. Выполнять продольные пазы крепления рабочих лопаток через весь ротор для всех ступеней компрессора технологически проще и дешевле, но нецелесообразно, так как число лопаток для каждой ступени будет одинаково, что не обеспечивает максимальную напорность каждой ступени. Кольцевые пазы выполняются для крепления рабочих лопаток замком «ласточкин хвост» (рис.3.12,б), либо вильчатого типа (рис.3.33,в). Крепление в кольцевых пазах замком типа «ласточкин хвост» позволяет установить в каждой ступени оптимальное число лопаток также, при одинаковой массе, ротор с кольцевыми пазами более прочен, чем ротор с продольными пазами и технологическое изготовление кольцевых пазов проще и дешевле. Однако такое крепление лопаток не нашло широкого применения в компрессорах ГТД ввиду сложности при установке и замене при ремонте.

Барабаны изготавливаются цельными (рис.3.12,а,б) или составными из нескольких частей (рис.3.12,в).

Отдельные части барабанов соединяются между собой при помощи шпилек, болтов (рис.3.12,а), радиальных штифтов или сварки (рис.3.12,в).

Во всех случаях соединений в конструкции ротора должны быть элементы, обеспечивающие точность центровки деталей при переборках и её сохранение на всех режимах эксплуатации. Конструктивное выполнение соединений роторов барабанного и барабанно-дискового типа одинаково и приводится в разделе - роторы барабанно-дискового типа.

Роторы барабанного типа обладают высокой поперечной (изгибной) жёсткостью и, как правило, высокой критической частотой вращения, что позволяет при достаточной жёсткости элементов силовой схемы двигателя установить весь ротор на двух опорах. Основной недостаток роторов барабанного типа - его малая несущая способность (прочность на разрыв) от центробежных сил вращающихся масс рабочих лопаток установленных на барабане и самого барабана.

Ротор дискового типа представляет собой набор отдельных дисков, закреплённых на общем валу. Для передачи крутящего момента от вала к дискам применяются следующие способы:

- при помощи трения;

- шлицевое соединение;

- призонные болты.

При передаче крутящего момента за счёт сил трения (рис.3.14) диски должны устанавливаться на вал с большим натягом, чтобы обеспечить надежность соединения на всех режимах работы двигателя, когда диск нагрет и растянут центробежными силами.

Ротор барабанно-дискового (смешанного) типа имеет в своей конструкции, как диски, так и барабанные участки, поэтому такие ротора имеют высокую изгибную жёсткость и высокую прочность.

Ротор смешанного типа состоит из отдельных секций, включающих в себя либо диск с развитым цилиндрическим (коническим) буртом (рис. 3.18, поз.2, 3), либо диск и отдельную кольцевую проставку (рис.3.18, поз. 7), передающую крутящий момент.

Секции соединяются между собой, и бурты или проставки образуют барабан. Передний и задний диски имеют конические цапфы (рис.3.18, поз. 1) для установки опор и передачи крутящего момента с вала турбины. Для получения высокой жёсткости, надёжной передачи крутящего момента и центровки целесообразно располагать бурты или проставки на возможно большем радиусе. Однако кольцевые бурты дополнительно нагружают диск. Поэтому радиус выполнения буртов определяется из условия равенства радиальных деформаций бурта и диска, для их взаимной разгрузки. Ротор, состоящий из дисков и кольцевых проставок проще в изготовлении, однако имеет дополнительные разъёмы, что снижает его жёсткость и увеличивает массу по сравнению с роторами, состоящими из дисков с буртами

12. Роторы компрессоров с соединением элементов торцевыми шлицами. Расчет усилия затяжки стяжного болта.

Стягивающий болт (болты) должны обеспечивать нераскрытие торцевого стыка соединения элементов ротора при действии на него следующих нагрузок:

- от осевых составляющих сил, возникающих при передаче крутящего момента;

- от изгибающих моментов массовых сил и гироскопических моментов;

- от осевых газодинамических сил;

- от термической силы возникающей вследствие неодинакового линейного расширения ротора и стягивающего болта.

Рис.3.22. Схема ротора барабанно-дискового типа секции которого, соединяются с помощью торцевых шлиц: а, в – конструктивная схема; б, г, д – схемы к расчету на прочность; 1,2 – податливые фланцы цапф

Расчетная схема ротора представлена на рис.3. 22.

1. Осевое усилие Р₁ раскрывающее стык от действия, передаваемого крутящего момента М_кр, определяется для режима максимального расхода воздуха

P₁=P_окр.·tgα= , (3.3)

где Р_окр - окружная составляющая силы, действующая в месте соединения секций соответствующей ступени; r - средний радиус размещения шлиц; α- половина угла при вершине шлиц. При затяжке болта на гранях шлиц возникают напряжения смятия σ_см, распределенные одинаково на обе грани. При работе, если сила предварительной затяжки будет равна Р₁, на одной гране напряжения увеличатся в 2 раза, а на другой равны нулю.

2. Под действием суммарного изгибающего момента M_И возникает ослабление плотности стыка во внешних растянутых барабанных участках, как наиболее удаленных от нейтральной оси. Величина и местоприложение суммарного изгибающего момента ротора M_И определяется по эпюре изгибающих моментов для двигателя. Осевая составляющая силы от изгибающего момента определится:

P₂=2M_И /r (3.4)

Чем больше радиус размещения торцевых шлиц, тем меньше необходима сила предварительной затяжки болта.

3.Определение усилия затяжки болта для предотвращения раскрытия торцевого стыка от действия газодинамических и инерционных сил Р_a осуществляется при расчёте осевых сил каждой ступени компрессора. Следует отметить, что ослабление стыка, в первую очередь, возможно в месте стыка последней и предпоследней ступени компрессора, потому что осевые газодинамические силы на дисках направлены в противоположные стороны.

4. Термическая сила Р_t определяется из условия равенства суммарных температурных деформаций элементов ротора Δ l_р. и болта Δ l_δ.

Δ l=Δ l_pt+ Δ l_p.упр. (3.5)

Δ l_δ= Δ l_δ.t+ Δ l_δ.упр ,

где – Δ l_pt удлинение ротора при нагреве, определяется как сумма термических удлинений всех участков вала

Δ l_р.t= _д.t.i= _д.i·α_д.iΔt_д.i (3.6)

Термическое удлинение болта при нагреве

Δ l_δ.t= l_δ·α_δ·Δt_δ (3.7)

В выражениях (3.6), (3.7) l_д.i и l_δ – длина i-ой секции ротора и длина болта соответственно, α_дi и α_δ – коэффициенты линейного термического расширения секций ротора и болта; Δt_дi и Δt_δ изменение температуры секции ротора и болта по отношению к температуре сборки.

Δ l_p.упр.= P_{t д.i} (3.8) и Δ l_δ.упр=P_tα_{δ ,} (3.9)

где Р_t – термическая сила, возникающая из-за различных температурных деформаций ротора и болта; α_дi и α_δ податливость ротора и болта, для одноосного напряжённого состояния обратная жёсткости с.

, (3.10)

где l - длина элемента,

F- площадь сечения элемента, Е- модуль упругости первого рода. Уравнения (3.8) и (3.9) можно записать:

(3.11)

(3.12)

Подставляем (3.6), (3.7), (3.11), (3.12) в уравнения (3.3), (3.4) получим

Δ lρ = lдi αдi Δ tдi - ρt	l дi
	Eдi · Fдi

(3.13)

Δ lδ = lδ αδ Δ tδ + ρt
	Eδ · Fδ

(3.14)

В уравнении (3.13) упругая деформация растяжения принимается со знаком «плюс».

Если секции стянуты не одним, а несколькими болтами m , работающими параллельно, то их податливость определится

(3.15)

Из равенства (3.13) и (3.14) определяем упругую силу

(3.16)

где Δ l_t - разность термических удлинений секций ротора и болта.

Для предотвращения появления термической силы необходимо либо исключить разность деформаций ротора и болта, либо увеличить податливость стягивающих и стягиваемых элементов.

Для уменьшения разности удлинений секций ротора и болта можно за

счет увеличения длины болта постановкой дополнительных втулок (рис.3.23), повышения податливости элементов ротора выполняя торцовые фланцы фасонными (рис.3.22), либо под головку стяжного болта и гайку устанавливают пружинные шайбы (рис.3.24).

Рис.3.23. Стяжной болт с дополнительными втулками: 1– стяжной болт; 2 – диск первой ступени; 3 – разрезное стопорное кольцо; 4 – внешняя втулка; 5 – внутренняя втулка; 6 – шайба контровочная

Рис.3. 24. Стяжной болт с упругими элементами:1 – головка стяжного болта; 2 и 5 – пружинящие шайбы; 3 – диск первой ступени ротора; 4 – диск последней ступени ротора; 6 – гайка

Однако полностью исключить термическую силу невозможно, хотя бы потому, что прогрев секций ротора и болта происходит по-разному. Сила предварительной затяжки болта Р₃ должна определяться с учетом всех рассмотренных выше сил, вызывающих раскрытие торцевого стыка при максимально возможных в эксплуатации значениях

Р₃ = к(Р₁ +Р₂ + Р_a + Рt), (3.17)

где к- коэффициент запаса затяжки, обычно к = 1,15…1,25.

Величина Р₃ может достигать нескольких сотен ньютонов. Напряжения смятия на торцевых поверхностях шлиц σ_см не должны превосходить допустимых напряжений данного материала с учетом запасов прочности. Добиться допустимых значений напряжений смятия можно, изменяя геометрические размеры барабанных проставок r, e и δ (см. рис.3.22).

13. Рабочие лопатки осевых компрессоров, назначение, требования и параметры.

Рабочие лопатки компрессоров являются одним из основных узлов определяющим удельные параметры двигателя надёжность работы и ресурс. При работе на лопатку действуют инерционные и аэродинамические силы и моменты, вызывающие напряжения растяжения, кручения и изгиба. Практически, все эти нагрузки носят частотный характер, приводящий к колебанию лопаток и вибрационным напряжениям.

Температура лопаток существенно изменяется от режима запуска до номинального режима, а также по длине компрессора и в высоконапорных компрессорах температура лопаток последних ступеней достигает 1000К и выше. В эксплуатационных условиях лопатки компрессора, особенно первых ступеней подвержены износу и повреждению вследствие попадания на вход двигателя посторонних предметов, пыли, капель влаги и т.д., что может быть причиной не только износа лопаток, но и выходу из строя двигателя.

Поэтому к проектированию, производству и контролю технического состояния лопаток в процессе эксплуатации предъявляются следующие требования:

- профильная часть лопатки должна иметь хорошие аэродинамические качества;

- обладать достаточно большой подъёмной силой, малым лобовым сопротивлением возможностью работы без срыва потока в большом диапазоне углов атаки;

- конструкция и материал лопатки должны обеспечивать достаточную механическую прочность в диапазоне всего эксплуатационного ресурса;

- технология изготовления лопаток должна обеспечивать высокую точность изготовления и чистоту обработки поверхности. Допустимые отклонения номинальных размеров не более 0.05…0,15 мм, а угловых не более 15 мин. На профильной части лопатки не допускаются даже мельчайшие риски, которые могут быть причиной появления трещин и поломок и существенного увеличения гидравлических потерь. Поверхность профильной части лопатки обрабатывают до R_a 0.32 и выше;

- лопатки должны иметь приемлемые вибрационные характеристики, исключающие появление резонанса в диапазоне рабочих режимов двигателя. Разброс частот колебаний лопаток одной ступени не должен превышать 3…4%;- минимальная масса хвостовика лопатки, так как она во многом определяет нагрузку на диск рабочего колеса;

- конструкция хвостовика должна обеспечивать простоту сборки и замены лопатки;

- минимальные остаточные напряжения в материале лопатки после изготовления.

Конструктивно рабочая лопатка состоит из пера 1 (профильная часть) и хвостовика 3 (рис.3. 25).

Профиль и размеры профильной части лопатки определяются при газодинамическом расчёте и уточняются при расчёте на прочность и колебания. Для предотвращения резонансных колебаний, на лопатках большого удлинения, могут выполняться антивибрационные полки 2, образующие при установке в диск замкнутое кольцо. Эффект гашения колебаний достигается за счёт трения соседних вибрационных полок лопаток по торцевым поверхностям. Если позволяет прочность, то полки 6 размещают на периферии лопаток, что приводит к уменьшению перетекания воздуха с выхода на вход и удерживает лопатку от скручивания и деформаций по всей длине лопатки, обеспечивая оптимальныеаэродинамические характеристики. При установке лопаток, по полкам создаётся натяг до 0.2…0.4 мм, исходя из допустимого контактного давления 50 МПа. Для повышения значения допустимого контактного давления и уменьшения износа, торцевую контактную поверхность либо упрочняют, либо покрывают специальным износостойким материалом.

При газодинамическом профилировании лопатки необходимо учитывать влияние на их статическую и динамическую прочность основных конструктивных параметров лопатки (Рис.3.26) таких как: трапециевидность, клиновидность, изогнутость, закрученность.

Трапециевидность лопатки определяется как отношение хорды профиля лопатки в периферийном сечении b_п к хорде профиля в корневом сечении b_к и составляет 0.85…1.3.

Клиновидность лопатки определяется в сравнении относительной толщины профиля в периферийном сечении к относительной толщине профиля в корневом сечении.

Относительная толщина профиля это отношение максимальной толщины профиля в соответствующем сечении к длине хорды в этом же сечении С=С_мах./b. Для современных компрессоров С в корневом сечении составляет 0.07…0,08, в периферийном 0,025…0,03. Минимальное значение С определяется в основном условиями прочности, жёсткости и технологическими возможностями изготовления.

Изогнутость профиля это разность углов на входной и выходной кромках лопатки. Входной и выходной угол лопатки это угол между касательной к средней линии профиля и осью решётки. Входная и выходная кромка лопатки закругляются радиусом, определяемым из обеспечения оптимальных условий обтекания и прочности, так как эти требования противоположны. Увеличение радиуса закругления лопатки обеспечивает повышение прочности, снижает чувствительность к повреждению при попадании на вход двигателя посторонних предметов, повышает долговечность, однако при этом снижаются аэродинамические качества профиля, увеличиваются волновые потери, падает КПД компрессора. Углом закрутки лопатки характеризуют разность между углами установки лопатки в корневом и периферийном сечениях. Угол установки, это угол между хордой лопатки и осью решётки. В компрессорах угол установки всегда переменен по высоте, т.е. лопатки компрессора закручены от корневого до периферийного сечения.

Отношение площадей F_к корневого и F_п периферийных сечений. Для дозвукового потока отношение F_к/F_п =1.5…3.0, причём меньшее значение для последних ступеней. Для сверхзвукового потока отношение F_к/F_п = 2…4. Относительное удлинение лопатки характеризуется отношением длины лопатки h к хорде b на среднем диаметре. Удлинение лопатки может изменяться от 1,5 до 4,5.

14. Крепление рабочих лопаток осевых компрессоров ГТД в продольных пазах.

Крепление лопатки должно обеспечивать следующие основные требования:

- возможность размещения, оптимального из условия газодинамического расчёта, необходимого количества лопаток на ободе диска;

- достаточная прочность, при минимальной массе обода диска;

- точность установки и её сохранения на всех режимах и всего эксплуатационного ресурса;

- одинаковая жесткость крепления всех лопаток ступени, для исключения разброса собственных частот колебаний;

- технологичность изготовления и низкая стоимость;

- простота установки и замены при эксплуатации;

В компрессорах широко применяется крепление рабочих лопаток трапециевидными замками типа «ласточкин хвост» (рис3.28,а), как наиболее простое и полностью обеспечивающее перечисленные выше требования.

Профиль хвостовика лопатки и паза в диске в плоскости перпендикулярной оси вала имеет трапециевидную форму с углом при вершине 2a =30…40.

Рис. 3.30. Крепление лопаток компрессоров в продольных пазах:

а – замок типа «ласточкин хвост»; б – демпфирующий замок

Пазы в диске выполняются протяжкой, а хвостовики лопаток – фрезерованием. Лопатка устанавливается в паз либо с небольшим натягом до 0,015мм, либо с зазором 0,01…0,04мм. Посадка с натягом применяется, когда необходимо увеличить частоту собственных колебаний лопатки, но при этом в ободе диска возникают напряжения, которые необходимо учитывать при проведении прочностных расчётов. При работе двигателя эти напряжения возрастают и могут быть причиной разрушения диска. Для устранения надиров на контактных поверхностях замка и упрощения монтажа и демонтажа лопаток на хвостовик наносится слой меди или серебра, служащий смазкой при запрессовке. Наиболее часто применяется свободная посадка, которая обеспечивает простоту установки и замены лопатки, не нагружает обод диска и улучшает демпфирование колебаний лопаток. Демпфирующие свойства проявляются за счёт сил трения при перемещении лопатки в замковой части при колебаниях до частот вращения (0.5…07)n_мах. Выше этой частоты крепление становится жёстким. При большой длине лопаток может применяться замок типа «ласточкин хвост», но со скруглёнными рабочими поверхностями (рис.3.28,б). Лопатки устанавливаются в паз диска с большими зазорами, допускающими качание на концах лопаток до 5…8мм. Это позволяет лопаткам самоустанавливаться и обеспечивает демпфирование изгибных колебаний.

Замковое соединение типа «ласточкин хвост» не обеспечивает фиксацию лопатки от осевых нагрузок. В компрессорах широко применяется осевая фиксация лопаток как групповая, так и индивидуальная. Групповая фиксация лопаток обеспечивается одним конструктивным элементов для всех лопаток ступени.

Применение групповой фиксации лопаток ступени упрощает технологию изготовления и сборки, обеспечивает однозначность установки всех лопаток, что повышает стабильность балансировки

14. Направляющие аппараты осевых компрессоров основные схемы, крепление лопаток.

Направляющие и спрямляющие аппараты устанавливаются либо перед рабочим колесом, либо за ним и представляют собой кольцевой набор неподвижных лопаток в корпусе (статоре) с образованием расширяющихся каналов.

Под определением направляющий аппарат в дальнейшем будем понимать аппараты, устанавливаемые перед первой ступенью компрессора и предназначенные для снижения относительной скорости потока на входе в рабочее колесо, что повышает напорность дозвуковой ступени.

Требования, предъявляемые к лопаткам направляющих аппаратов, практически, идентичны требованиям к рабочим лопаткам.

Лопатки НА крепятся либо непосредственно к корпусу компрессора, либо в промежуточном кольце или полукольцах, которые затем размешаются в корпусе. Конструктивное решение крепления лопаток определяется требованием обеспечения необходимой жёсткости, точности установки, идентичности и неизменности при замене, а также удобство и технологичность технического обслуживания. По способу крепления различают НА с односторонним (консольным) креплением лопаток (рис.3.34,а), двухстороннее крепление лопаток в двух кольцах (рамное крепление), которое может быть в сплошных кольцах (рис.3.34,б), либо разрезных (рис.3,34, в).

Рис.3.34. Схемы спрямляющих аппаратов: а – с консольными лопатками; б – рамного типа (неразрезной); в – рамного типа (разрезной)

14. Корпусы компрессоров. Элементы, обеспечивающие газодинамическую устойчивость.

Корпус компрессора является одним из основных узлов силовой схемы двигателя. Внутри корпуса на подшипниках крепится ротор компрессора, лопатки направляющих и спрямляющих аппаратов. В силовых поясах корпусов могут выполняться каналы для подвода и отвода масла к опорам и для воздуха отбираемого для обогрева входного устройства и снижения осевой силы на роторе (подачи в думиссную полость).

При работе двигателя на корпус действуют нагрузки:

- силы веса и инерции ротора;

- избыточное давление воздуха на внутренней поверхности проточной части;

- осевые силы лопаток НА;

- крутящие моменты, передаваемые лопатками НА;

- осевые силы, крутящие и изгибающие моменты от присоединенных корпусов входного устройства и камеры сгорания.

- центробежная сила и изгибающие моменты при эволюциях самолёта.

Исходя из нагрузок и условий работы компрессора в составе двигателя, к корпусам предъявляются следующие основные требования:

- достаточная прочность и жёсткость при минимальной массе;

- удобство монтажа спрямляющих и НА;

- простота изготовления;

- герметичность;

- удобство контроля при эксплуатации деталей проточной части, подшипников и приводных узлов коробки агрегатов;

- высокая надёжность, локализация возможных разрушений;

- снижение вредного влияния на человека и окружающую среду.

14. Зазоры в проточной части компрессоров и турбин. Изменения в процессе работы. Назначение величины зазоров и конструктивные способы по их снижению.

Так при увеличении относительного радиального зазора (отношение значения радиального зазора к длине лопатки) на 1% снижает КПД компрессора до 3% и повышает расход топлива на 10%. Это обусловлено тем, что часть воздуха постоянно циркулирует с выхода на вход рабочей лопатки по радиальному зазору, что снижает напорность ступени.

Величина радиального зазора зависит от допусков на изготовление деталей, их возможных перекосов, прогиба под действием веса, овализации корпуса и ротора при переходе через критические скорости вращения, изменения размеров от действия инерционных и сил давления, а также температурных деформаций. Температурные деформации обусловлены неодинаковой температурой по длине и радиусу корпуса, наличием рёбер, разъёмов и фланцев. При наличии продольного разъёма, вследствие различной окружной жёсткости возникает значительная овализация корпуса.

Величина назначаемого радиального зазора для всех ступеней компрессора различна.

Для снижения радиального зазора на внутренней поверхности корпуса или трактового кольца, напротив рабочей лопатки, наносят специальные мягкие покрытия толщиной 1…3 мм

Ширина покрытия должна обеспечивать перекрытие ширины лопатки на её периферии с учётом осевого смешения ротора при работе. В зависимости от температуры воздуха в каждой ступени применяются специальные покрытия на основе:

- до 400⁰С талькированной пасты толщиной 2…3 мм;

- до 400⁰С плазмой наносится слой алюмографита, толщиной до 0,7 мм;

- до 600⁰С плазмой наносится слой АНБ (алюминий + нитрид бора);

- до 700⁰С плазмой наносится слой смеси (никель + нитрид бора + медь).

Применение покрытий позволяет снизить назначаемое значение радиального зазора на 30…50%.

По статистическим данным значение относительного радиального зазора составляет 0,2…0,7% для первых ступеней и 1,5…5% - для последних ступеней.

Осевые зазоры между ротором и НА также желательно выполнять минимальными, из-за стремления повышения расходного КПД ступени и снижения осевых габаритов и массы компрессора. Однако при этом возникает опасность возникновения неустойчивой работы компрессора и вибрации лопаток. Поэтому осевой зазор назначают в пределах 15…25% от длины рабочей лопатки на среднем диаметре.

14. Камеры сгорания ГТД. Основные требования, схемы и основные конструктивные элементы.

В камере сгорания осуществляется процесс преобразования химиче­ской энергии топлива в тепловую, в результате чего температура воздуха в камере сгорания от значения Т_k^* за компрессором увеличивается до Т_г^* (на входе в турбину). Рабочий процесс в камере сгорания условно можно разде­лить на процессы: смесеобразование, воспламенение и горение топливовоздушной смеси, стабилизация пламени, смешение продуктов сгорания с вторичным воздухом, охлаждение стенок жаровой трубы.

Основными требованиями, предъявляемыми к камере сгорания, явля­ются:

— устойчивое горение топлива при всех режимах и условиях работы двигателя. Отсутствие пульсационного горения, срывов, затухания или вы­броса пламени на малых скоростях и высотах полета самолета и при перехо­дах с одного режима по оборотам на другой;

— минимальные потери тепла при сжигании топлива. На расчетных режимах потери тепла не должны составлять больше (1...2) % от теплотвор­ной способности топлива;

— малые гидравлические потери. Характеризуются коэффициентом восстановления полного давления σ_к.с. равного отношению полного давления на входе в турбину Р_г^* к полному давлению воздуха за компрессором Р_к^* .

Камеры сгорания авиационных ГТД по конструктивному выполнению основных элементов делятся: на трубчатые, трубчато-кольцевые и кольцевые.

По направлению движения воздуха и газовой смеси по жаровой трубе камеры сгораний делятся: на прямоточные, противоточные и радиальные с вращающейся форсункой (см. рис.4.4).

Каждая камера имеет диффузор 1, жаровую трубу 4 и кожух 5.

Принципиальная схема камеры сгорания (рис.4.5) включает в себя зо­ну подготовки смеси, зону горения и зону смешения.

14. Основные схемы фронтальных устройств КС. Крепление жаровых труб, организация подвода воздуха на горение, смешение и охлаждение.

Одним из главных элементов жаровой трубы является фронтовое уст­ройство, которое формирует структуру потока в первичной зоне, определяет процессы смесеобразования, стабилизации пламени и сгорания топлива.

Физическая основа стабилизации пламени заключается в создании в головной части жаровой трубы зоны пониженного давления, вследствие чего образуется зона обратных токов, в которой часть горячих газов из зоны горе­ния движется навстречу основному потоку воздуха и распыленного топлива (рис.4.7).

Рис. 4.7 Схема процессов в камере сгорания: 1-контур распыла; 2- завихренный воздух; 3 – обратные потоки; 4 – циркуляционная зона; 5 – зона горения; 6 – турбулентные следы

В этой зоне происходит интенсивное испарение топлива, образова­ние топливовоздушной смеси, ее воспламенение и стабилизация пламени.

На рис. 4.8 приведена схема стабилизатора пламени с лопаточным завихрителем.

Рис. 4.8. Фронтовое устройство с лопаточным завихрением: 1 - топливная форсунка; 2 – лопаточный завихритель; 3 – втулка завихрителя; 4 – внешнее кольцо, переходящее в диффузор; 5 – лопатки завихрителя

Число лопаток от 5 до 12 с углом установки на выходе φ = 30. .80°. За завихрителем обычно устанавливается внешнее кольцо 4, пе­реходящее в диффузор с углом расширения ψ ≤ 13°, значение которого согла­суется с величиной осевой скорости воздуха. При больших ψ возможен срыв потока от стенок диффузора.

Схема конического стабилизатора пламени приведена на рис. 4.9. Зона обратных токов обеспечивается за счет профилированных конических вы­ступов во втулке 1 и подвода воздуха в кольцевые полости головки жаровой трубы через ряды мелких отверстий.

Рис. 4.9. Фронтовое устройство с конусным стабилизатором:

1 — конусный стабилизатор; 2 — головка; 3 — секции жаровой трубы

Устройство стабилизации пламени струйного типа за счет выполнения отверстий специальной формы и размеров на головной части жаровой трубы изображено на рис. 4.10.

Рис 4.10. Фронтовое устройство с отверстиями: 1 — топливная форсунка; 2 — отверстие для прохода первичного воздуха; 3 — отверстие соединительного патрубка

Относительно малые площади отверстий для прохода первичного воздуха по сравнению с площадью жаровой трубы позволяют получить в ее центре зону обратных токов. Такой тип фронтового устройства создает в районе форсунок коэффициент избытка воздуха а - 0,6...0,8. Дви­гатели с такими камерами хорошо запускаются на больших высотах полета и допускают работу без срыва пламени при значительном обеднении топлив­ной смеси.

На двигателях малых тяг в зону смешения воздуха и топлива подается не жидкое, а испаренное топливо, что обеспечивается фронтовым устройст­вом испарительного типа (рис. 4.11). Топливо подается струйной форсункой 1 в испарительный патрубок 2, находящийся в зоне горения, испаряется в нем и поступает в головку камеры сгорания навстречу первичному воздуху.

За фронтовым устройством в стенках жаровой трубы выполняются не­сколько рядов основных отверстий для подвода воздуха (см. рис. 4.10). Число, размеры и расположение отверстий выбирают на основании предваритель­ных расчетов камер сгорания, и уточняется в процессе доводки камеры сгора­ния.

Через первые ряды отверстий подается необходимое количество воз­духа в зону горения для довершения сгорания топлива. Число таких рядов отверстий один или два. Количество воздуха в зоне горения с учетом воздуха через фронтовое устройство и пояса охлаждения 50...60 % от общего расхода воздуха через камеру сгорания.

Между последним рядом отверстий зоны горения и первым рядом от­верстий зоны смешения стенка жаровой трубы без отверстий, чтобы не замо­розить горение струями холодною воздуха.

Рис. 4.11 Фронтальное устройство испарительного типа:

1 — струйная форсунка; 2 — испарительный патрубок; 3 — жа­ровая труба

Рис. 4.14. Конструктивное решение системы охлаждения стенок жаровых труб: а — «терочное» охлаждение; б — двойной экран; в — послойное охлаждение секций; г — двойная стенка с промежуточной лентой

Рис. 4.15. Повышение эффективности охлаждения стенок жаровых труб: а — послойное охлаждение точечных секций короткой длины; б — охлаждаемая секция с двойными стенками: 1 — силовая оболочка; 2 — «плавающая панель»; 3 — подвод охлаж­дающего воздуха; 4 — защитная пелена воздуха; в — многослойный проницаемый материал типа «ламиллой»: 1 — первый слой; 2 — второй слой; 3 — третий слой

Крепление ЖТ должно обеспечивать однозначность ее установки и исключать возникновение термических напряжений. Обычно ЖТ в зоне фронтального устр-ва от радиальных перемещений крепится при помощи форсунок, задняя стенка ЖТ только радиально(обычно) для избежания термич=х напряжений.

14. Газовые турбины ГТД. Классификация, основные требования.

Газовая турбина (ГТ) является одним из основных узлов ГТД и предназначена для привода компрессора в ТРД, а в ТВД и для при­вода воздушного винта. Источником полезной работы турбины служит потенциальная энергия газа, полученная при сжатии в ком­прессоре воздуха и последующего его нагрева до высоких темпера­тур в камере сгорания при сжигании топлива. Преобразование по­тенциальной энергии газа в механическую работу на валу турбины происходит в одной из ступеней, состоящей из соплового аппарата (СА) и рабочего колеса (РК). В элементах ступени турбины потен­циальная энергия газа преобразуется в кинетическую энергию, т.е. газ расширяется, его давление и температура падают, а скорость растёт.

По способу получения крутящего момента на РК ступень может быть активной и реактивной. В авиационных ГТД в основном при­меняются реактивные ступени, со степенью реактивности 0,2,..0,5 (на среднем радиусе), что обусловлено их более высоким КПД по сравнению с активными ступенями.

По направлению движения газа в лопатках РК турбины класси­фицируются на радиальные и осевые. Радиальные турбины могут быть центробежными и центростремительными. В ГТД в основном применяются осевые ГТ, которые, хотя и несколько проигрывают в КПД радиальным турбинам, но имеют значительно меньшие габа­ритные размеры и массу. Радиальные центростремительные турби­ны применяются лишь в малоразмерных ГТД.

В зависимости от числа валов в ГТД ода подразделяются на одно-, двух- и трехвальные. В многовальных двигателях турбины подразделяются на турбины высокого, среднего и низкого давления.

Турбина, которая имеет лишь газодинамическую связь с турби­ной компрессора, а мощность её выходного вала используется для привода винта в ТВД или отдельных агрегатов, называется свобод­ной.

К основным параметрам и признакам ГТ можно отнести:

температуру Т_г* и давление Р_г* на входе в турбину;

количество ступеней (1...20);

КПД турбины (0.9...0.93);

распределение теплоперепада по ступеням;

количество валов (до трёх);

форму проточной части (Д_вн. = const, Д_ср.= const, Д_н. = const.);

наличие элементов охлаждения конструкций;

какой элемент ГТД приводится во вращение турбиной;

геометрические соотношения элементов проточной части (отно­сительные удлинения лопаток, относительные втулочные диаметры, осевые и радиальные зазоры и т.д.);

принципиальные конструктивные решения (количество и распо­ложение опор, наличие демпферов в опорах, тип применяемых уп­лотнений, способ соединения и передачи осевых усилий и крутяще­го момента в роторе, особенности конструкции лопаток, дисков, валов и элементов их соединения и т.д.).

Требования:

1. мин число ступеней

2. мин масса

3. высок значение t газа

4. мин расход воздуха на охлаждение

5. оптим режим работы подшипников

6. высок значение КПД на всех режимах работы

7. высок технологическое совершенство

8. низкая трудоемкость

9. высокий КИМ(коэф использования материала)

10. надежность и ресурс

14. Рабочие лопатки газовых турбин основные элементы и требования. Крепление рабочих лопаток.

Раб Л Т работают при высок t, в поле центробежных сил и испытыв большие статические и вибрационные нагрузки.

Основн конструктивные параметры рабЛ Т аналогичны рабЛ К, но исполнение и соотношение размеров у них иные.

Основн Эл-ты:

- перо Л

-полка хвостовика

-ножка Л

-замок елочного типа

-бондажная полка

-гребешки лабиринта

14. Роторы газовых турбин. Конструктивные соединения элементов турбин.

Основными элементами роторов являются диски ступеней с ло­патками, валы, цапфы, промежуточные кольцевые проставки, со­единительные узлы, детали и др.

В ГТ авиационных ГТД в основном применяются роторы диско­вого и барабанно-дискового типа. В зависимости от способа соединения диска с валом и дисков между собой роторы делятся на разборные и неразборные. Неразборные роторы обладают большей изгибной жесткостью, стабильностью дисбаланса в процессе эксплуатации, более просты и технологичны в изготовлении. Однако при этом (при числе ступеней больше одной) усложняется технология сборки и разборки, появляется необходимость в продольном разъеме корпуса (нарушается симметрия температурных деформаций), поэтому в основном роторы ГТ разборные.

Неразъемные: обычно выполн мваркой по секциям, либо сваркой по полотну

Разъемные:

1)А) Фланцевые соединения

Б) призонные втулки

В) призонный полт

Рис.5.4 Фланцевые соединения дисков с валом и между собой: а - с по­мощью винтов; б - призонных втулок и шпилек; в - призонных болтов; 1 –наружный вал; 2 - внутренний вал; 3 - диски; 4 - призонный болт; 5 –болт; 6 – шпилька; 7- призонная втулка; 8- шайба сферическая; 9- фланец вала

2) соединение осевыми штифтами

д

Рис.5.5 Крепление дисков с валом и между собой с помощью: а - радиальных шлиц, с центровкой по цилиндрическому бурту; б - радиальных шлиц и центровкой по конусам; в - радиальных шлиц и центровкой по цилиндрическому кольцу; г- торцовых шлиц и равномерно расположенных болтов; д- торцовых шлиц и центрального стяжного болта; 1 - диск; 2 - вал; 3 - конические втулки; 4 - гайка; 5 – цилиндрическая шлицевая втулка вала; 6- стяжной болт; 7- втулка

Рис.5.7. Соединение деталей роторов осевыми штифтами: 1, 2- рабочие колеса турбины ВД; 3,5, - рабочие колеса турбины НД; 4- вал турбины НД; 6- штифт; 7- болт призонный; 8 – вал турбины ВД; 9 – резьбовая втулка; 10,11 - опоры валов роторов НД и ВД

14. Сопловые аппараты турбин, назначения и требования. Крепление лопаток сопловых аппаратов.

Требования к СА:

-обеспечение точности и идентичности установки на всех режимах

-отсутствие значительных термических напряжений

-исключение перегрева как местного, так и общего

-простота подвода воздуха охлаждения

-технологичность изготовления и сборки

-возможность замены лопаток СА

-обеспечение соосности деталей лабиринтных уплотнений.

Крепление лопаток СА:

А) неразборные

-газоэлектросварка

-жесткое крепление в корпусе и сводное крепление во внутреннем кольце

Б) разборные

-под кажд Л СА во внешнем и внутреннем корпусе дел отверст под кажд Л

- при помощи спец профилированных полок

14. Температура элементов ступени газовой турбины.

При расчете дисков надо знать изменение температуры по радиусу R . сущ 2 способа определения температуры детали:

-расчетный

-экспериментальный

На 2/3 l Tл=Тг*

Т=Тл-а*(l/3-х)^3

Тк=Тл-а(l/3)^3 х=0 температура корневого сечения Л

а=(Тл-Тк)/(l/3)^3

Тд=Тдн*(r/Rн)^2 температура диска(r= текущее значение радиуса)

В замке темпер уменьш на 50-80°С.

14. Охлаждение лопаток ГТ. Требования к системе охлаждения.

К системам охлаждения лопаток предъявляются требования:

1. Достаточная эффективность, определяемая отношением использованного хладоресурса к располагаемому:

,

где Т_г* - температура газа на входе в турбину; Т_л – температура стенки лопатки; Т_в* - температура охлаждающего воздуха. Чем больше Q, тем эффективнее охлаждение Q = 0,4...0,65.

2. Стабильность и надежность охлаждения за все время ресурса.

2. Минимальные градиенты температуры по профилю лопатки. Желательно иметь < 25 К, Чтобы уменьшить термические напря­жения, особенно на переходных режимах.

2. Минимальное количество воздуха на охлаждение лопаток.

3. Использовать воздух на охлаждение с минимально возможной температурой (больший хладоресурс). Снизить , можно двумя способами:

а) размещением во втором контуре ТРДД теплообменника (уменьшение Т_в, может составить до 130К);

б) подкруткой воздуха в специальных турбинных решетках, устанавливаемых перед входными каналами корневых частей лопаток (рис.5.35). Снижение температуры воздуха обусловлено осевым безударным входом газа и составляет 40 … 60 К.

6. Минимальные потери воздуха при транспортировке.

В ГТД для охлаждения лопаток применяются в основном три способа охлаждения: конвективное, заградительное, (пленочное) и конвективно- пленочное.

Конвективное охлаждение - отбор тепла с поверхности лопатки в охлаждающий воздух, проходящий внутри тела лопатки по специ­альным каналам.

В ГТД для охлаждения лопаток применяются в основном три способа охлаждения: конвективное, заградительное, (пленочное) и конвективно- пленочное.

Конвективное охлаждение - отбор тепла с поверхности лопатки в охлаждающий воздух, проходящий внутри тела лопатки по специ­альным каналам.

При заградительном (пленочном) охлаждении (рис.5.14) воздух из внутренней полости лопатки через ряд мелких отверстий вдувается в пограничный слой газа у лопатки, создавая защитный слой между поверхностью лопатки и горячим газом (рис.5.14, а). Постепенно холодный слой размывается потоком горячего газа, и для надежного охлаждения требуется выполнить новый ряд отверстий для подвода холодного воздуха.

Наличие большого числа отверстий на поверхности лопатки снижает её прочность, поэтому на практике широко применяются схемы конвективно-пленочного охлаждения лопатки в которых для охлаждения входной и выходной кромок применяется пленочное охлаждение, а средней части лопатки - конвективное.

Перспективными считаются лопатки с пористым (проникающим) охлаждением (рис.5.14, б). Лопатка состоит из несущего стержня 4 и оболочки 2, выполненной из пористого материала. В несущем стержне выполнены каналы 1 и дозирующие отверстия 3 подвода воздуха из полости 5 в узле соединения с диском.

14. Конструктивные схемы реализация охлаждения элементов турбин.

Целью охлаждения элементов конструкции турбины является:

- поддержание в заданных пределах температуры деталей, обес­печивающей их длительную механическую прочность;

- повышение ресурса двигателя;

- замена дорогостоящих материалов на основе никеля, кобальта, хрома и т.д. более дешевыми материалами;

- снижение градиентов температур по объему деталей, для уменьшения термических напряжений;

- обеспечение возможности повышения температуры газов перед турбиной;

- уменьшение и поддержание радиальных зазоров обеспечиваю­щих повышение КПД.

Система охлаждения должна отвечать следующим требованиям:

- обладать высокой эффективностью - малым расходом охладителя, небольшими затратами мощности, малыми потерями тепла цикла, высоким КПД турбины;

- существенно не усложнять конструкцию, технологию изготовления, ремонта и обслуживания; иметь малые габариты, массу и стоимость;

-высокую надежность.

В современных высокотемпературных турбинах охлаждение элементов осуществляется сжатым воздухом из компрессора по от­крытой схеме, при которой используемый для охлаждения воздух выбрасывается в проточную часть двигателя. В некоторых двигате­лях (АИ-24, НК-12..,) охлаждение корпуса турбины осуществляется набегающим потоком атмосферного воздуха.

В турбине могут охлаждаться сопловые и рабочие лопатки, дис­ки, корпусные детали, опоры и элементы конструкций опор, сило­вых связей трубопроводов маслосистем и др.

Увеличение количества охлаждающего воздуха положительно сказывается на долговечности газовых турбин, однако при этом происходит значительное снижение КПД турбин.

14. Расчёт напряжений растяжения в пере рабочей лопатки ГТД от ц/б сил.

При работе двигателя на лопатки компрессора и турбины действуют статические динамические и температурные нагрузки, вызывающие сложные температурные напряжения, напряжения растяжения, кручения, изгиба.

Динамические нагрузки обусловлены колебанием лопаток и частотным характером приложенных нагрузок и их аналитическое определение довольно сложно, поэтому определение динамических напряжений обычно проводят экспериментально.

Температурные напряжения также носят циклический характер и обусловлены неравномерным распределением температуры по лопатке при запуске и останове. Ввиду сложности расчётного алгоритма влияние температурных напряжений учитывается при задании допустимых напряжений и коэффициентов запасов прочности.

Мы будем рассматривать расчет прочности лопаток от действия только статических нагрузок таких как:

- центробежные силы вращающихся масс;

- газодинамические нагрузки;

- инерционные нагрузки при взлёте, посадке и эволюциях самолёта.

При расчёте напряжений в лопатках приняты следующие допущения:

- лопатка рассматривается как консольная балка с жёсткой заделкой;

- напряжения по каждому виду деформаций определяется независимо (что не совсем справедливо, особенно для сильно закрученных лопаток);

- температура по сечению лопатки постоянна;

- лопатка считается жёсткой, деформациями лопатки от нагрузок пренебрегаем;

- все деформации лопатки упругие.

При работе двигателя на вращающуюся с угловой скоростью лопатку будет действовать центробежная сила. Примем следующую расчетную схему рис. 1.1. Выделим в лопатке высотой l= (R_Н-R_к), закреплённой на радиусе R_К в ободе диска, на радиусе r от оси вращения элемент высотой dz.

Рис.1.1 Расчетная схема лопатки

На выделенный элемент будет действовать элементарная центробежная сила dP_Ц .

(1.1)

где - плотность материала лопатки; - угловая скорость; F – площадь сечения пера лопатки на радиусе r =R_K + z; z- расстояние от корневого сечения до центра тяжести выделенного элемента.

Центробежная сила, действующая в сечении лопатки F от всей массы лопатки расположенной выше радиуса r, определяется интегралом

(1.2)

При постоянной площади сечения лопатки по радиусу центробежная сила определится

(1.3)

а напряжения растяжения

(1.4)

Как следует из выражения (1.4), значение напряжения растяжения не зависит от площади поперечного сечения лопатки F, а определяется только угловой скоростью и радиусами расположения рассматриваемого сечения r и периферийного сечения R_н. Максимальные напряжения растяжения в лопатке F= const в корневом сечении и равны

(1.5)

Лопатки с постоянной площадью по высоте из-за больших напряжений в корневом сечении не применяются в ГТД. Обычно лопатку профилируют с уменьшающейся площадью от корневого сечения к периферии. Изменение площади поперечного сечения лопатки может быть задано аналитически, либо газодинамическому расчёту в заданных сечениях.

Рассмотрим расчёт напряжений растяжения в лопатке при задании изменения площади поперечного сечения по зависимости

, (1.6)

где - коэффициент, определяемый по площадям в корневом и периферийном сечениях

, (1.7)

где q – показатель степени, определяющий закон изменения площади лопатки по высоте (рис.1.2).

q > 1- параболический закон изменения площади;

q = 1 - линейный закон;

q < 1 - гиперболический закон.

Подставим зависимость(1.6) в выражение (1.1)

. (1.8)

Интегрируя (1.8) получим

(1.9).

Напряжения растяжения в сечении z определится

(1.10)

Рис. 1.2. Изменение площади лопатки по высоте

Характерные законы изменения напряжений по высоте лопатки в зависимости от закона изменения площади приведены на рис.1.3.

Рис. 1.3 Распределение напряжений растяжения по высоте лопатки от ц/б сил

Из графиков видно, что изменение площади лопатки по высоте существенно влияет не только на абсолютное значение напряжения, но и на вид зависимости изменения напряжений и максимальные напряжения растяжения могут быть не только в корневом сечении лопатки, но и на некотором удалении от него.

Часто закон изменения площади лопатки по высоте выразить аналитической зависимостью не возможно. В этом случае задача определения напряжений растяжения от центробежных сил решается методами конечных разностей. При этом от бесконечно малых величин dz переходят к конечно малым величинам . Лопатка по высоте разбивается на ряд участков (рис.1.4) и каждому участку, начиная с периферии, присваивается порядковый номер ( ).

Рис.1.4 К расчету напряжений в лопатке методом конечных разностей

Напряжения растяжения определятся

(1.11)

где i- номер сечения, расположенного на расстоянии от корневого

сечения; - объём выделенного i– того участка элемента; r_iц – расстояние от оси вращения до центра тяжести i –того участка.

Элементарный объём участка лопатки высотой определяется

(1.12)

где - среднее значение площади на i- том участке.

Расстояние от оси вращения до центра тяжести i -того элемента

(1.13)

где (1.14)

Точность расчёта повышается с увеличением числа разбиений, обычно лопатку разбивают по высоте на шесть – десять сечений и расчеты заносят в таблицу. Так как при газодинамическом расчёте определены профили только трех сечений лопатки (корневого, среднего и периферийного), то строится график изменения площади лопатки, по которому определяются площадь любого i-того сечения рис. 1.2.

По результатам расчетов строятся графики изменения напряжения лопаток по высоте (рис.1.3).

Если лопатка имеет бандажную полку, то напряжения растяжения в лопатке увеличиваются на величину напряжений создаваемых бандажной полкой. Напряжения от бандажной полки в i- том сечении рассчитываются по формуле (рис.1.3)

(1.15)

где Р_цб- центробежная сила от бандажа, постоянная величина для пера лопатки

(1.16)

где - масса бандажа, r_б- расстояние от оси вращения до центра тяжести масс бандажа.

14. Расчёт изгибающих моментов в лопатке от действия газовых сил.

При обтекании лопаток газом на поверхность лопатки действует газодинамическая сила dP , приложенная к центру давления и переменная по высоте лопатки. Значение газодинамической силы равно разности моментов количества движения на входе и выходе из решётки профилей

(1.29)

где массовые секундные расходы газа на входе и выходе межлопаточного канала; с₁ и с₂ – абсолютные скорости на входе и выходе из решётки профилей.

Разложим силу на две составляющие: окружную , действующую в плоскости вращения и осевую , действующую по направлению движения газа (рис. 1.7).

(1.30)

В направлении движения газа на лопатку действует также осевая сила, обусловленная разностью статического давления на входе и выходе из решётки профилей .

Рис.1.7. Расчетная схема нагружения лопатки газовыми силами

Окружная составляющая силы равна разности изменения количества движения в окружном направлении

(1.31)

где - окружные составляющие абсолютной скорости на входе и выходе решетки (рис.1.8); - расход газа на входе и выходе межлопаточного канала высотой расположенного на радиусе (см. рис.1.8).

Рис. 1.8. Кинематические параметры потока газа на входе и выходе межлопаточного канала

(1.32) (1.33)

где n-число лопаток.

Подставим значения в формулу (1.31)

. (1.34)

Для упрощения расчётов примем, что плотности и осевые скорости газа на входе и выходе рабочей решетки постоянны по высоте лопатки и равны значениям на среднем радиусе лопатки:

(1.35)

Введём понятие интенсивности нагрузки в окружном направлении - значение нагрузки приходящейся на единицу длины лопатки

, (1.36)

однако

, (1.37)

где l- длина лопатки.

С учётом выражения (1.37)

(1.38)

Изгибающий момент относительно оси а в сечении, расположенном на расстоянии от корневого сечения лопатки (рис.1.7), равен

(1.39)

Так как , то проведя интегрирование, получим

(1.40)

Подставим выражение для , получим:

(1.41)

Обозначим постоянную величину

(1.42)

запишем:

(.43)

Для корневого сечения имеем:

(1.44)

Рассчитаем осевую составляющую силы от газового потока, действующую на лопатку. Полная составляющая осевой силы равна сумме осевой составляющей газодинамической силы в межлопаточном канале и составляющей от разности статического давления газа перед и за лопаткой

. (1.45)

Осевая составляющая газодинамической силы, действующая на элемент лопатки высотой определится:

(1.46)

С учётом принятых допущений о постоянстве скоростей и плотности по высоте лопатки, получим:

(1.47)

Элементарная сила от разности статических давлений, действующая на выделенный элемент:

(1.48)

где - статические давления газа, действующие на лопатку перед, и за решеткой профилей на расстоянии от корневого сечения.

Примем, что постоянны по высоте лопатки и равны значению на среднем радиусе лопатки:

Тогда

(6.49)

а интенсивность нагрузки равна:

(1.50)

Изгибающий момент в произвольном сечении равен

(1.51)

Подставим выражения для , получим:

(1.52)

Обозначим постоянную величину, заключённую в квадратных скобках через D, получим:

(1.53)

В корневом сечении, при

. (1.54)

Изгибающие моменты от газовых сил, определяются параметрами газа на входе и выходе из лопатки, и расстоянием от корневого до рассматриваемого сечений.

14. Расчёт изгибающих моментов в лопатке от действия центробежных сил.

Изгибающий момент от центробежной силы возникает только в том случае, если две прямые выходящие из центра вращения и проходящие через центр тяжести корневого сечения и центр тяжести выделенного сечения i не совпадают, а расположены под некоторым углом (рис. 1.5).

Рис. 1.5. Расчетная схема к определению изгибающих моментов, действующих на перо лопатки: а - модель трехмерная; б – разложение элементарной центробежной силы; в – сечения лопатки на радиусах и

Несовпадение центра тяжести сечения лопатки с радиальным направлением обусловлено конструктивным или технологическим исполнением, либо стремлением разгрузить лопатку от изгибающих моментов газовых сил.

Выделим в лопатке на радиусе R элемент бесконечно малой высоты dr. Центробежная сила выделенного элемента определится

, (1.17)

где - плотность материала лопатки; F_i – площадь лопатки в

сечении i;

Разложим вектор центробежной силы dP_ц на две силы: на радиальную ось r- и тангенциальную ось u - (рис. 1.5).

(1.18)

и

(1.19)

Так как и , получим:

(1.20) и . (1.21)

Радиальная составляющая центробежной силы вызывает изгиб лопатки относительно осей и a. Сила вызывает изгиб лопатки относительно оси a и кручение лопатки относительно оси r.

Так как угол мал то обычно, составляющей пренебрегают.

Рассчитаем элементарные моменты от центробежной силы , действующей на элемент, расположенный на расстоянии от оси вращения ротора относительно сечения расположенного на расстоянии в направлении осей a и u.

(1.22)

(1.23)

где a и - координаты центра тяжести выделенного элемента;

и - координаты центра тяжести рассматриваемого сечения.

Моменты от центробежных сил, действующих на лопатку выше расчётного сечения , в направлении осей а и , определятся

(1.24)

(1.25)

Моменты от центробежных сил рассчитываются аналитически, если аналитически задано изменение площади лопатки по высоте и закон изменения выносов центров тяжести. В противном случае задача определения изгибающих моментов решается приближёнными методами.

14. Расчёт напряжений изгиба в лопатке ГТД.

Для выполнения расчётов по определению изгибающих напряжений, вычерчиваются в определённых масштабах сечения лопаток, в которых рассчитаны изгибающие моменты. Определяются координаты центров тяжести сечений относительно профиля (рис.1.9).

Рис. 1.9 Определение центра тяжести и центра инерции лопатки

Можно воспользоваться приближённой зависимостью

(1.55)

где - хорда профиля; е – максимальный подъём средней линии.

Через центр тяжести лопатки проводятся: оси декартовой системы координат и главные центральные оси инерции сечений (рис.1.10).

За положительное направление осей принимается направление вызывающие деформации лопатки по направлению вращения и движения газов. Ось проводится по направлению движения газа, ось u – по направлению вращения.

Рис.1.10 Определение направления осей инерции и инерционных моментов

Главные центральные оси инерции проводятся через центр тяжести лопатки – ось под углом установки лопатки , ось перпендикулярно ей.

Изгибающие моменты относительно декартовой системы координат от газовых М_a и М_u центробежных сил определены в разделах 1.2.2 и 1.2.3. Рассчитываем изгибающие моменты относительно главных центральных осей инерции, как сумму проекций моментов ( ) на соответствующие оси

(1.56)

Рассчитываются максимальные напряжения изгиба, которые возникают в точках наиболее удаленных от главных центральных осей инерции рис.1.11.

Наиболее удалёнными для сечения лопатки являются точки на кромках лопатки А и В и на спинке С.

Рис.1.11. Определение координат наиболее нагруженных точек профиля

Напряжения в этих точках равны

(1.57)

В формулах (1.57) знак плюс ставится в том случае, если от рассматриваемых моментов возникают, напряжения растяжения, знак минус – если напряжения сжатия. Моменты инерции сечений лопатки можно определить по приближённым зависимостям

, (1.58)

где b – хорда профиля; - максимальная толщина профиля: е – максимальный подъём средней линии профиля. Их значения также как и координаты точек, относительно главных центральных осей - определяют из чертежей профилей лопаток.

14. Напряжение в рабочей лопатке ГТД и расчёт суммарных напряжений определение коэффициента запаса прочности.

Так как напряжения растяжения постоянны по сечению лопатки, то суммарные напряжения в пере лопатки определяются в точках А, В, и С, как наиболее удаленных от главных центральных осей. Напряжения находятся как алгебраическая сумма нормальных напряжений растяжения от центробежных сил - , изгиба от газовых сил - и изгиба от центробежных сил - :

(1.59)

Напряжения растяжения от центробежных сил во всех точках положительны и одинаковы по сечению, а значение величины и знак у напряжений изгиба от газовых и центробежных сил определяется направлением действия момента и положением точек относительно главных центральных осей и .

После определения напряжений , , во всех расчётных сечениях строят графики изменения суммарных напряжений и проводят огибающую линию максимальных напряжений по высоте лопатки (рис. 1.12).

Рис. 1.12. Суммарные напряжения в точках лопатки максимально удаленных от главных центральных осей

Запас прочности в каждом расчётном сечении лопатки определяется как отношение предела длительной прочности в рассматриваемом сечении к расчётному напряжению:

(1.60)

где - максимальные суммарные напряжения в расчётном сечении; - предел длительной прочности материала лопатки.

По известным законам распределения температуры по длине лопатки определяются пределы длительной прочности материала. Для компрессора можно принять, что температура лопатки по высоте постоянна и равна температуре воздуха. Для лопаток турбин обычно принимается - на 2/3 высоты лопатки от периферии температура постоянна и равна температуре газа, а далее к корневому сечению снижается по кубической параболе. На рис.1.13 приведены типовые графики изменения температуры, предела длительной прочности материала, максимальных суммарных напряжений по сечению лопатки и коэффициента запаса прочности по высоте лопатки.

Рис. 1.13. Типовая зависимость изменения прочности лопатки по высоте

Опасным считается сечение, в котором коэффициент запаса прочности минимален и не превышает заданное значение.

14. Расчёт напряжений смятия в хвостовике лопатки «ласточкин хвост»

За расчётный режим обычно принимают режим максимального числа оборотов и максимального расхода газа.

Центробежная сила (от масс пера и хвостовика) приложенная в центре тяжести хвостовика уравновешивается силами N направленными перпендикулярно боковым граням замка диска и силами трения ( - коэффициент трения). От действия центробежной силы на гранях замка лопатки и хвостовика возникают напряжения смятия , а в перемычке обода диска напряжения растяжения .

Рис.1.14. Расчетная схема в креплении лопаток замком

типа «ласточкин хвост»

Напряжения смятия от центробежной силы масс лопатки при равномерном распределении силы по поверхности контакта определится

(1.61)

где - площадь контакта.

Составим уравнения равновесия сил на вертикальную ось (рис.1.14)

(1.62)

откуда

(1.63)

Площадь смятия рассчитывается

(1.64)

Подставим формулы (1.64) и (1.63) в выражения (1.61) получим

(1.65)

Изменения члена - учитывающего трение, приведено на рис.1.15.

Рис. 1.15. Влияние угла профиля на силу трения в замке

Из графика следует, что для снижения напряжения смятия необходимо увеличивать угол , однако при этом снижается разность ( ) и для её сохранения необходимо увеличивать глубину паза. В реальных конструкциях угол принимается в пределах 40…70⁰.

14. Расчёт напряжений изгиба в хвостовике лопатки «ласточкин хвост».

14. Расчёт напряжений растяжения в перемычке обода с креплением лопаток замком типв «ласточкин хвост»

Напряжения растяжения в перемычке обода, между двумя пазами под хвостовики лопатки типа «ласточкин хвост», высотой и шириной b возникают от центробежной силы Р_ц от двух прилегающих лопаток и собственной массы перемычки обода (см. рис. 1.14).

Принимая допущения, что центробежные силы от масс лопаток и перемычки обода параллельны, получим

, (1.66)

где

(1.67)

где - радиус корневого сечения лопатки (наружный радиус диска); - центр тяжести элемента обода между лопатками:

(1.68)

В формулах (1.66) … (1.68) - плотность материала диска; - угловая скорость; - геометрические размеры перемычки (рис.1.14).

Напряжения смятия возникает в хвостовике крепления лопатки от изгибающих моментов, обусловленных действием газовых и центробежных сил приложенных к перу лопатки. Под действием изгибающего момента М_и хвостовик поворачивается в пределах зазора, и на поверхностях хвостовика возникают напряжения смятия изменяющиеся по линейному закону (рис. 1.16). Равнодействующая от контактной нагрузки действующей на грань хвостовика равна произведению напряжения смятия на площадь

(1.69)

Так как напряжения распределены по грани хвостовика по треугольнику то равнодействующая сила приложена на расстоянии от его основания.

Рис. 1.16. Схема нагружения замка

изгибающим моментом

Спроектируем равнодействующие силы с обеих граней на вертикальную ось, получим:

(1.70)

Таким образом, приложенный изгибающий момент уравновешивается моментом от пары сил приложенных на плече

, (1.71)

но поэтому:

(1.72)

Суммарные максимальные напряжения смятия в хвостовике лопатки от действия центробежных сил и изгибающих моментов определятся

. (1.73)

Полученные напряжения не должны превышать допустимые.

14. Расчёт напряжений смятия в креплении лопатки замком типа «ёлочка».

Элементы замка крепления лопатки типа «ёлочка» нагружаются от центробежной силы масс лопаток и самого хвостовика рис.1.17, при этом в них возникают напряжения смятия, изгиба и среза, а в теле хвостовика лопатки и перемычке обода диска напряжения растяжения.

Рис.1.17. Геометрия и схема приложения сил в креплении лопатки

хвостовиком типа «елочка»

Напряжения смятия в зубцах хвостовика лопатки определяются по классической зависимости - напряжение равно сила, деленная на площадь

(1.74)

Суммарная площадь воспринимающая силу N, при переменной ширине хвостовика определится:

(1.75)

где n- номер зубца хвостовика; - число зубцов одной стороны замка; - высота зубцов.

Суммарную, нормальную к поверхности зубцов силу от центробежной силы лопатки и хвостовика определим, проектируя все силы на вертикальную ось и проводя преобразования

(1.76)

а напряжения смятия определятся

. (1.77)

Если пренебречь силами трения, то

. (1.78)

14. Расчёт напряжений изгиба в креплении лопатки замком типа «ёлочка».

Напряжения изгиба у основания зуба. Напряжения изгиба у основания зуба возникает от силы приложенной на расстоянии с от основания зуба (рис.1.17) по зависимости

(1.79)

где - толщина зуба у основания; с - расстояние от точки приложения силы до расчётного сечения ; - нормальная сила, приложенная к i-тому зубу от распределённого напряжения

(1.80)

Подставим (1.80) в (1.79) получим

(1.81) ????

14. Расчёт напряжений среза в креплении лопатки замком типа «ёлочка».

Напряжения среза у основания зуба. Напряжения обусловлены силой от равномерно распределенного напряжения и определяется:

(1.82)

38.Расчёт напряжений растяжения в замке крепления лопатки типа «ёлочка».

Напряжение растяжения в хвостовике лопатки необходимо рассчитывать во всех сечениях так, как в каком сечении оно максимально заранее не известно. Для определения напряжений в i-том сечении хвостовика (рис. 1.17), составим равновесия сил на радиальное направление

(1.83) ????

где - центробежная сила масс лопатки вместе с хвостовиком; - центробежная сила части хвостовика расположенного между двумя сечениями; - площадь расчётного сечения.

Подставим из выражения (1.78), получим

(1.84)

с учётом того, что , получим

. (1.85)

39. Расчёт напряжений растяжения в перемычке обода с креплением лопаток замком типа «ёлочка».

Напряжения растяжения в перемычке обода обусловлено действием центробежных сил масс лопаток и массы самой перемычки выше расчётного сечения рис.1.18.

Рис. 1.18. Расчет схема обода диска

Составим уравнение равновесия сил действующих на перемычку обода в расчетном сечении .

, (1.86)

где - центробежная сила от части обода расположенного между лопатками выше расчётного сечения; - ширина обода в расчётном сечении; - толщина перемычки обода в расчётном сечении; е – высота зуба хвостовика.

Подставим и проведём преобразования и сокращения получим:

. (1.87)

Рис. 1.19. Распределение напряжений в хвостовике

лопатке и ободе диска

В хвостовике замка лопатки обычно максимальные напряжения реализуются по первой впадине от корневого сечения лопатки, а в ободе диска по последней впадине от наружного диаметра (рис.1.19).

Рабочие лопатки, лопатки сопловых и направляющих аппаратов ГТД в процессе работы нагружены центробежными, инерционными силами, что вызывает в пере лопаток, узлах их крепления в ободе диска значительные напряжения, которые не должны превышать допустимые для данного материала. Полученные зависимости, позволяют на этапе проектировать назначать конструктивные размеры лопаток, обеспечивающие требуемые запасы прочности, а также анализировать прочностные параметры лопаток эксплуатируемых двигателей.

39. Расчетная схема, основные допущения и вывод уравнения равновесия сил вращающегося диска.

Уравнения равновесия. Рассмотрим условия равновесия сил действующих на бесконечно малый элемент диска заключенный между двумя концентрическими поверхностями, отстоящими на расстоянии друг от друга и на расстоянии от оси вращения и двумя радиальными поверхностями, проходящими через ось вращения под углом (рис.6.1).

Рис. 6.1. Расчетная схема диска на прочность от центробежных сил

При вращении диска угловой скоростью на выделенный элемент действует центробежная сила , приложенная в центре тяжести, которая определяется по зависимости

(6. 1)

где - масса выделенного элемента; составляющими порядка и др. пренебрегаем ввиду их малости

От действия центробежной силы на концентрических и радиальных поверхностях выделенного элемента возникают нормальные напряжения:

- на внутреннем цилиндрическом сечении, расположенном на радиусе напряжение , и радиальная сила, направленная к центру вращения ;

- на внешнем цилиндрическом сечении, расположенном на радиусе напряжение и радиальная сила, направленная от центра вращения ;

- на радиальных поверхностях, ввиду симметричности элемента тангенциальные напряжения на обеих гранях равны и также как и силы направлены по нормали к поверхности.

Составим уравнения сил на поверхностях выделенного элемента от нормальных напряжений.

На внутренней цилиндрической поверхности

(6.2)

На внешней цилиндрической поверхности

(6.3)

На радиальных поверхностях

(6.4)

Спроецируем все силы на вертикальную ось и запишем уравнение равновесия сил действующих на выделенный элемент

. (6.5)

Подставляя выражения (6.1 … 6.4) и учитывая, что ввиду малости получим уравнение равновесия в напряжениях

(6.6)

В уравнении (5.6) при известном законе изменения толщины диска по радиусу содержится два неизвестных .

Второе уравнения получим, связав с деформациями по закону Гука с учетом температурных деформаций. Относительные удлинения волокон в радиальном и окружном направлениях определятся

, (6.7)

где -коэффициент Пуассона; - коэффициент температурного линейного расширения материала диска; - температура диска на радиусе .

Относительные удлинения и связаны с удлинениями в радиальном и окружном направлениях соотношениями

, (6.8) или (6.9)

Дифференцируя соотношение (6.9), получим

(6.10)

С учетом (6.7) уравнение (6.10) запишется

(6.11)

Подставим в уравнение (6.11) выражения для и , получим

(6.12)

Уравнения (6.6) и (6.12) позволяют найти искомые напряжения и их изменения по радиусу. Точное решение этих уравнений возможно только для частных случаев профилей дисков, например диск постоянной толщины, конический или параболический закон изменения профиля диска по радиусу, диск равного сопротивления (Рис. 6.2).

Рис.6.2. Формы профилей дисков: а – постоянной толщины; б -конический; в – гиперболический; г– равного сопротивления

Если нет аналитической зависимости изменения толщины диска по радиусу, то задача решается приближёнными методами.

39. Расчётная схема и вывод уравнения совместных деформаций.

39. Расчёт равнопрочного диска.

Равнопрочным называется диск в котором во всех точках радиальные напряжения равны тангенциальным и постоянны по радиусу, т.е.

.

При данном определении уравнение (5.6) можно записать

, (6.20)

или (6.21)

Интегрируя уравнение (6.20) в пределах от текущего радиуса до наружного радиуса диска получим

(6.22)

Из формулы (6.22) выразим

(6.23)

Толщина диска на внешнем радиусе определяется исходя из контурного радиального напряжения от центробежных сил масс лопаток , центробежной силы массы бандажа и центробежной силы массы замковой части обода диска :

(6.24)

Центробежная сила масс лопаток размещенных на ободе диска определяется

, (6.25)

- число лопаток; - масса профильной части одной лопатки; - расстояние от оси вращения диска до центра тяжести масс лопатки.

Центробежная сила от массы бандажа

(6.26)

где - масса бандажа ( - радиус бандажа, толщина бандажа и ширина бандажа соответственно); расстояние от оси вращения до центра тяжести масс бандажа.

Центробежная сила от масс замковой части

, (6.27)

где - масса замковой части ( - радиус корневого сечения лопаток, радиус и ширина наружной поверхности рассчитываемого диска соответственно); - расстояние от оси вращения до центра тяжести масс замковой части.

8