3.2. Стислий опис конструкції і силової схеми проектованого гтд

Даний розділ РПЗ повинний містити основні технічні дані проектованого двигуна в стандартних атмосферних умо­вах, опис силової схеми й особливостей конструктивного ви­конання вузлів.

У описанні силової схеми необхідно вказати її тип, оха­рактеризувати силову схему корпусів двигуна і зазначити місце розташування вузлів кріплення двигуна до літака та конструктивні елементи, що здійснюють передачу осьових й радіальних зусиль від опор на силові корпуси. Дати характеристику опор ротора: кількість опор кожного каскаду, тип (жорстка, пружна, пружно-демпферна).

Описання особливостей конструктивного виконання ос­новних вузлів двигуна необхідно виконувати на базі розробле­ної конструктивно-компоновочної схеми з урахуванням конкретних конструктивних рішень, прийняти на двигуні-про­тотипі.

При складанні опису основних вузлів потрібно відобра­зити такі основні питання. Для компресора вказати його тип (осьовий, відцентровий, комбінований), кількість ступеней в кожному каскаді, конструктивні особливості виконання рото­рів і корпусів (засоби передачі зусиль, фіксація конструктив­них елементів у радіальному, осьовому й окружному напрям­ках, взаємне центрування конструктивних елементів). Охарак­теризувати протипомпажні пристрої. Для камери згоряння відмітити її тип, тип дифузора і стабілізатора полум'я, засоби фіксації жарових труб. Для турбіни вказати її тип (реактивна, активна, осьова, доцентрова), число ступеней по каскадах, конструктивні особливості роторів і статора (конструкцію елементів, що забезпечують передачу окружних, радіальних і осьових зусиль, взаємне центрування в гарячому і холодному станах, ущільнення, системи охолодження турбіни, вузла з'єд­нання ротора турбіни і компресора кожного з каскадів дви­гуна). Для вихідного пристрою зазначити його тип, виявити конструктивні особливості корпусів, камери змішування, обтічника газу, корпуса задньої опори турбіни низького тиску, спосіб регулювання надзвукового сопла.

Опис конструкції розроблюваного вузла потрібно вико­нати більш детально з обов'язковим вказуванням на власні конструктивні рішення, що забезпечують центрування, сило­вий зв'язок конструктивних елементів між собою, можливість збирання і розбирання. Необхідно також описати ущільнення проточної частини, масляних порожнин і розглянути питання модульності (блочності) конструкції вузла вцілому.

3.3. Визначення довговічності радіально-упорного підшип­ника

У РПЗ необхідно представити розрахунок довговічності радіально-упорного підшипника. Для дво- і трьохроторних двигунів розраховують радіально-упорний підшипник ротора високого тиску.

Вибір радіально-упорного підшипника треба проводити по каталогу [8] з особливо легкої або легкої серій. Основні розміри підшипника і коефіцієнт працездатності визначають у залежності від посадочного діаметра цапфи.

Розрахунок довговічності обраного підшипника треба виконувати з допомогою емпіричної формули контактного зношування

,

де  – довговічність підшипника, год; n – частота обертання ро­тора, об/хв; C – коефіцієнт працездатності; Q – приведене навантаження, Н,

.

Тут К_кн – кінематичний коефіцієнт (К_кн=1 при обертанні внутрішнього кільця підшипника, К_кн=1,25 у випадку обер­тання зовнішнього кільця).

Динамічний коефіцієнт К_ враховує динамічність при­кладання навантаження до підшипника. Його значення зале­жить від рівня вібрацій вузла опори. Для підшипників, розта­шованих у площинах кріплення двигуна до повітряного судна К_ =1,1...1…1,25. Варто врахувати, що нижня межа відповідає значенням коефіцієнта перевантаження меншим 3,5, а верхня - більшим 6. Коефіцієнт т приведення осьового навантаження до умовного радіального залежить від кута контакту , і його визначають по формулі

,  = 20...25^о.

Коефіцієнт К_т=1,05...1,1, враховує твердість матеріалу і температуру підшипника. Нижнє значення коефіцієнта приймають для підшипника, що працює при Т=100…150 ^оС, верхнє‑ при Т=200…250 ^оС.

Радіальна сила R визначається як радіальна реакція в опорах заданої розрахункової схеми. Для розрахункового ре­жиму виходу літака з крутого планерування поперечні сили і гіроскопічний момент діють у різноманітних площинах, тому сумарна сила підшипника визначається за правилом вектор­ного підсумовування:

,

де Rр – реакція в опорі від суми поперечних сил; R_г – реакція від гіроскопічного моменту.

Для визначеня реакцій потрібно визначити відцентрові та неврівноважені сили. Відцентрові сили: Р_jк=Мрот.квт

Р_jт=Мрот.твт

Де Мрот –маса квт.та твт.

Мдвиг=

Де Υ-питома вага двигуна (0,01-0,03) 0,1-0,3

Р-тяга

Мротора=0,3Мдвиг

Мротора.вт.=0,37Мротора

Мротора.квт.=0,4Мрот.вт.

Мротора.твт.=Мротора.вд- Мротораквт

Неврівноважені сили:

Рн=

Де -залишковий дисбаланс (=10 г с)

-кутова швидкість

Коефіцієнт працездатності для радіально-упорних куль­кових підшипників C знаходять з каталогу підшипників або по емпіричній формулі:

,

де К_кн=1,0...1,35 – коефіцієнт, що враховує якість виготовлення підшипників; Z – число кульок у підшипнику ; d₀=0,32( )– діаметр кульок, мм;  – поправочний коефіцієнт.Dср=0,5(D+d)

Осьові газові сили, що діють на окремих ділянках проточної частини двигуна, являють собою суму статичних сил, що діють на початку і кінці аналізованого вузла, і сил ди­намічної дії газу, що рухається, і обумовлених зміною кількості руху.

В якості приклада визначимо осьову силу Р_а, яка сприй­мається як корпусом, так і ротором компресора. Для цього за­пишемо рівняння кількості руху стосовно до газового потоку на ділянці між перерізами В-В і К-К (рис.1,а), Н:

,

де С_ва, С_ка – осьові складові абсолютної швидкості потоку на вході і виході з компресора, м/с; р_в, _,р_к – статичний тиск повітря у відповідних перерізах, Па; Fв, Fк – площі перерізів проточної частини на вході і виході з компресора відпові­дно, м²; G_ПОВ – масова витрата повітря, кг/с.

За позитивний прийнятий напрямок сили тяги.

Точний підрахунок осьового зусилля P_р, що діє на ротор компресора, потребує визначення осьових зусиль, що діють на кожне робоче колесо компресора, і наступного підсумовування всіх осьових сил. Без великої похибки (5...7 %) розрахунок можна спростити, якщо замінити компресор (рис.1, а) умов­ною ступенню (рис.1, б), в якій р_в, р_к, С_ка, С_ва і геометричні ха­рактеристики Fв і Fк відповідно рівні їхнім дійсним значенням на вході в компресор і на виході з нього.

Рис.1. До визначення осьової сили, що діє на ротор компресора:

а - схема багатоступінчастого осьового компресора;

б - схема умовної ступені компресора

Приймаючи, що осьове зусилля від динамічного впливу потоку ділиться порівну між елементами ротора і статора, одержимо:

де ;  – ступінь реактивності ступеней компресора. Для сучасних двигунів середню ступінь реактив­ності компресора можна прийняти рівною 0,7, а для турбіни–0,3.

Повне осьове зусилля ротора з урахуванням осьових сил від тиску повітря на передній і задній торці ротора компресора (рис.1,а) визначають як суму

.

Для зниження навантаженості й підвищення за рахунок цього ресурсу радіально-упорного кулькового підшипника, ро­тор компресора з'єднують із ротором турбіни, на який діє осьове зусилля, спрямоване протилежно напрямку осьового зусилля ротора компресора. З цією же метою в конструкції компресора передбачають розвантажувальні порожнини. Їх застосовують у ГТД великих тяг або потужностей, ротори яких навантажені значними осьовими зусиллями P_ос15 кH. У цьому випадку необхідно вибрати прийнятний для даної конструкції двигуна засіб розвантаження ротора від осьового зусилля, після чого остаточно уточнити осьове зусилля ротора компресора з урахуванням тиску в розвантажувальних порож­нинах, а потім визначити повне осьове зусилля ротора двигуна і розрахувати довговічність обраного підшипника.

Розвантаження здійснюється шляхом перерозподілу осьових зусиль від тиску повітря між ротором і статором ком­пресора.

Найбільше поширеним засобом зниження діючого на ро­тор осьового зусилля є зменшення тиску повітря в задній роз­вантажувальній порожнині (порожнина Б, рис.1, а) шляхом випуску з цієї порожнини повітря в атмосферу через калібро­вану діаграму Д і ущільнення проточної частини компресора лабіринтом. Тиск у задній розвантажувальній порожнині р_Б за­дають у 1,5...2,0 рази вище атмосферного p_Н для забезпечення наддування масляного ущільнення підшипника задньої опори компресора. Параметри лабіринту 2 підбирають таким чином, щоб витрата повітря через нього Gл не перевищувала 0,5 % від витрати повітря через компресор.

При заданому тиску р_Б площу прохідного перерізу каліб­рованої діафрагми f_Д визначають з умови рівності витрат повітря через її і лабіринт 2. Таким чином, розмір площі f_Д можна знайти з рівняння витрати повітря через діафрагму Д:

_,

де  – коефіцієнт витрати, що можна приймати рівним 0,8; р_н– тиск атмосферного повітря, Па; Т_к – температура повітря за компресором, К; R=287 Дж/(кг К) – газова стала; k=1,4 – показ­ник адіабати.

Застосування задньої розвантажувальної порожнини дозволяє зменшити осьове зусилля ротора на значення який можна змінювати при зада­ному тиску р_Б добором розташування діаметра D_Б лабіринту 2. Якщо цього зменшення недостатньо для забезпечення необ­хідної довговічності упорного підшипника ротора, то необ­хідно сформувати передню розвантажувальну порожнину.

У передній розвантажувальній порожнині А (рис.1, а) створюють підвищений тиск повітря шляхом підведення повітря за середніх ступеней компресора через внутрішні по­рожнини ротора або по зовнішньому трубопроводу. Тиск у цій порожнині р_А звичайно задають у 3…4 рази вищим за тиск по­вітря на вході в компресор р_В і ущільнюють порожнину А ла­біринтом 1. Розрахунок лабіринту 1 можна провести так само, як і лабіринту 2. За рахунок застосування передньої розвантажувальної порожнини осьову силу ротора компресора можна зменшити на величину . На таке ж значення одночасно буде підвищена осьова сила, що діє на статор компресора.

Після виконання розрахунків роблять відповідні висновки про довговічність підшипника. При цьому варто вра­хувати, що розрахована довговічність підшипника може вва­жатись достатньою, якщо вона складає не менше 10 % від ре­сурсу двигуна. Це пов'язано з тим, що сумарний наробіток дви­гуна на максимальному режимі, для якого провадиться розра­хунок приведеного навантаження, складає звичайно біля 5 % від ресурсу двигуна, а інтенсивність вичерпання несучої здат­ності підшипника на понижених режимах роботи двигуна значно нижча, ніж на максимальному.