2 Конструкторская часть

2.1 Описание конструкции двигателя

В конструкции двигателя была сохранена традиционная схема – модульный двигатель простого цикла с двухкаскадным газогенератором и свободной силовой турбиной. Шестиступенчатий КНД и семиступенчатый КВД приводятся двумя независимыми одноступенчатыми турбинами. Камера сгорания кольцевая, ее розжиг производится с помощью двух плазменных воспламенителей. Роторы имеют различные оптимальные для них частоты вращения и связаны между собой только газодинамической связью. Схемы установки роторов - двух опорные, каждый из двух роторов установлен на двух подшипниках. Гибкие опоры с масляными демпферами уменьшают динамические нагрузки на подшипники и уровень корпусной вибрации. Высокую готовность к действию обеспечивают: циркуляционная система смазки с навесным и электроприводным маслоагрегатами, топливная система с черпаковым топливным насосом, приборы контроля и пневматической защиты, пневматический или электрический стартер для раскрутки контура низкого давления. Выполнение двигателя по двухвальной схеме позволило:

- обеспечить необходимые запасы газодинамической устойчивости компрессора;

- использовать для запуска двигателей пусковое устройство малой мощности, так как при запуске стартер раскручивает только ротор ВД.

Газогенератор состоит из следующих основных составных частей: осевого компрессора, камеры сгорания, турбины.

Компрессор высокого давления предназначен для сжатия воздуха, поступающего из КНД и подачи его через задний корпус в камеру сгорания. КВД имеет десять ступеней и барабанно–дисковую конструкцию. НА входе. в переходнике, расположен входной фиксированный направляющий аппарат, на выходе – сдвоенный спрямляющий. За пятой ступенью КВД предусмотрен отбор воздуха на охлаждение ТНД. Для охлаждения ТВД воздух отбирается из-за последней ступени КВД. Ротор КВД расположен на двух опорах: передняя опора с опорно-упорным шариковым подшипником расположена в переднике и имеет упруго-масляный демпфер, задняя опора с опорным роликовым подшипником расположена в заднем корпусе. Диски ступеней сварные. Рабочие лопатки КВД закреплены в дисках с помощью замков типа «ласточкин хвост». Осевая фиксация лопаток осуществляется пластинчатыми замками, концы которых отгибаются на торцы хвостовиков лопаток.

Корпус КВД представляет собой обечайку, имеющую горизонтальный разъем. К среднем фланцу корпуса крепится силовой корпус, к заднему– задний корпус.

Спрямляющие аппараты предназначены для сжатия воздуха и направления его на рабочие лопатки ротора под определенным углом.

Ротор турбокомпрессора высокого давления предназначен для преобразования механической энергии, полученной от ТВД, в кинетическую энергию воздушного потока, проходящего по ступеням компрессора. Конструктивно ротор ТКВД объединяет роторы КВД и ТВД.

Передача крутящего момента от ротора ТВД к ротору КВД осуществляется через шлицевое соединение. образуемое шлицами деталей цапфы задней и ротора ТВД.

Для разделения масляных и воздушных полостей предусмотрены комбинированные контактно–лабиринтные уплотнения.

Контактное уплотнение состоит из втулки, уплотнительного графитового кольца.

Камера сгорания предназначена для сжигания топлива с целью получения газовоздушной смеси, тепловая энергия которой используется в газотурбинных двигателях.

Кожух камеры сгорания является частью силовой схемы двигателя и предназначен для жесткого соединения КВД и ТВД, а также создания герметической полости для газовоздушной смеси. На кожухе камеры сгорания крепятся фиксаторы для крепления жаровых труб, заглушки лючков смотровых, воспламенители, труба глубокого стравливания, труба суфлирования, труба подвода охлаждающего воздуха, труба слива масла и труба подвода масла.

Кожух предназначен для обеспечения хорошей газодинамики проточной части двигателя и состоит из двух концевых фланцев и тонкостенной оболочки. Перед кольцевым фланцем кожух крепится к корпусу КВД, задним опирается на наружный фланец диффузора.

ТВД (турбина высокого давления) – осевая «консольного» типа состоит из соплового аппарата и ротора. ТВД предназначена для привода КВД.

ТВД состоит из статора и ротора. Диск ТВД является охлаждаемым и имеет по ободу пазы «елочного» типа для установки рабочих лопаток. Рабочие лопатки – охлаждаемые и состоят из хвостовика, ножки, пера и бандажной полки с гребешками. Воздух на охлаждение подводится к хвостовику, проходит по радиальным каналам в теле пера лопатки и выходит через отверстие на бандажной полке в тракт двигателя. Сопловой аппарат ТВД состоит из корпуса силового сопловых лопаток, аппарата направляющего, сотовых вставок, установленных в кольце и экрана распределительного.

Сотовые вставки, кольцо и экран распределительный являются частью системы регулирования радиального зазора над рабочими лопатками ТВД.

Сопловые лопатки ТВД имеют конвективно-пленочную систему охлаждения. Охлаждающий воздух к лопаткам подводится снизу. Направляющий аппарат подводит охлаждающий воздух к рабочим лопаткам ТВД.

Ротор ТВД состоит из диска, соединенного болтами с цапфой. Цапфа с диском устанавливается на цапфу компрессоров высокого давления и затягивается гайкой. В пазы диска установлены рабочие лопатки, которые крепятся сегментами. На выступах диска, цапфы и рабочих лопаток организованы лабиринтные уплотнения, которые выделяют полость подвода воздуха на охлаждение рабочих лопаток ТВД и отделяют охлаждаемые околодисковые полости от проточной части.

2.2 Расчет на прочность наиболее нагруженных деталей компрессора высокого давления

2.2.1 Расчет на статическую прочность пера рабочей лопатки первой ступени компрессора

Рабочие лопатки осевого компрессора являются очень ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых зависит надежность работы двигателя в целом.

При работе ГТД на рабочие лопатки действуют статические, динамические и температурные нагрузки, вызывая сложную картину напряжений.

В данном разделе производится расчёт на прочность пера лопатки (первой ступени КВД) только от действия статических нагрузок. К ним относятся центробежные силы масс лопаток, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопаток и в связи с наличием разности давлений газа перед и за лопаткой.

Цель расчета на прочность лопатки – определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по длине пера лопатки. В нашем случае условно разделяем длину лопатки на десять равных частей (рисунок 2.1) и тогда сечений будет одиннадцать – от первого (корневого) до одиннадцатого (периферийного).

Рисунок 2.1 – Расчетная схема действия сил на перо лопатки

Расчет проводится в следующей последовательности: в расчетных сечениях лопатки определяют напряжение растяжения от центробежных сил и напряжение изгиба от газовых и центробежных сил. Максимальные напряжения находим суммированием в точках, наиболее удаленных от нейтральных осей сечения лопатки и вычисляем запасы прочности по длине лопатки и сравнивают их с допустимыми значениями, определяемые нормами прочности.

При расчёте пера лопатки на растяжение и изгиб необходимы следующие геометрические характеристики сечений, рисунок 2.2:

F – площадь сечения;

xт ,yт – координаты центра тяжести сечения;

Ix,Ih – главные центральные моменты инерции сечения;

Wx, Wh – моменты сопротивления изгибу сечений, определяющие напряжения в трёх опасных точках А, В и С (наиболее удалённых от нейтральной линии сечения, за которую может быть принята с достаточной точностью ось минимального момента инерции сечения x).

Рисунок 2.2 – Расчетная схема пера лопатки

При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения:

• лопатку рассматриваем как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;

• напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;

• температуру в рассматриваемом сечении пера лопатки считаем одинаковой, т.е. температурные напряжения отсутствуют;

• лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегаем;

• предполагаем, что деформации лопатки протекают в упругой зоне, т.е. напряжения в пере лопатки не превышают предел пропорциональности.

Расчёт проводится с помощью компьютерной программы, структура которой описана в пособии [8].

Исходные данные необходимые для расчета на ЭВМ:

1. Материал лопатки: ВT3-1;

2. Длина лопатки =0,0498 м;

3. Радиус корневого сечения =0,1988 м;

4. Объем бандажной полки =0 м ;

5. Хорда профиля сечения пера

   • в корневом сечении =0,02213 м;

   • в среднем сечении =0,02213 м;

   • в периферийном сечении =0,02213 м;

6. Максимальная толщина профиля

   • в корневом сечении =0,00177 м;

   • в среднем сечении =0,001549 м;

   • в периферийном сечении =0,000996 м;

7. Максимальная стрела прогиба профиля

   • в корневом сечении =0,002 м;

   • в среднем сечении =0,0015 м;

   • в периферийном сечении =0,0007 м;

8. Угол установки профиля

   • в корневом сечении =0,9843 рад;

   • в среднем сечении =0,8744 рад;

   • в периферийном сечении =0,67544 рад;

9. Вынос ц.т. бандажной полки в осевом наплавлении (м): 0

- Относительный вынос ц.т. периферийного сечения пера

в окружном направлении : 0

- Относительный вынос ц.т. периферийного сечения пера

в осевом направлении : 0

10. Интенсивность газовых сил на среднем радиусе в окружном направлении:

;

11. Интенсивность газовых сил в осевом направлении

где: – радиус сечения;

– число лопаток; – осевые и окружные составляющая скорости газа перед лопаткой;

– давление газа (воздуха) перед и за лопаткой;

_{h- длина лопатки;}

- расход воздуха.

;

.

12. Частота вращения рабочего колеса =14211,8 об/мин;

13. Плотность материала лопатки =4500 кг/м ;

14. Предел длительной прочности =950 МПа;

Расчет проводим по методике [1]. Вычисления выполняем по программе Statlop.exe.

Результаты расчета приведены в таблице 2.1 и в наглядном виде на рисунках 2.3 и 2.4.

Таблица 2.1 – Результаты расчета

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ) -------------------------------------------------------------------------------- ВЫПОЛНИЛ(А) : Kanivets УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: BT3 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: GT= 1.000000 CL= 4.980000E-02 RK= 2.027000E-01 RP= 2.486000E-01 VP= 0.000000E+00 UPP= 0.000000E+00 APP= 0.000000E+00 EN= 14211.800000 AA= 0.000000E+00 AU= 0.000000E+00 PU= 1087.590000 PAK= -811.164000 PAP= -994.320000 RO= 4500.000000 B= 2.213000E-02 2.213000E-02 2.270000E-02 D= 1.770000E-03 1.550000E-03 1.000000E-04 AP= 2.000000E-03 1.500000E-03 7.000000E-03 AL= 9.843600E-01 8.744000E-01 6.754000E-01 SPT= 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000 Результаты расчета на прочноcть пера лопатки N X F Jmin Spakt SизгA SизгB SизгC m m^2 m^4 МПа МПа МПа МПа 1 .00000 .271E-04 .115E-10 82.649 186.512 192.958 -160.985 2 .00498 .271E-04 .108E-10 72.734 155.023 160.025 -135.603 3 .00996 .269E-04 .984E-11 62.983 128.605 132.169 -114.770 4 .01494 .264E-04 .882E-11 53.626 105.942 108.265 -96.568 5 .01992 .254E-04 .771E-11 44.765 86.115 87.448 -80.136 6 .02490 .238E-04 .654E-11 36.421 68.462 69.059 -64.948 7 .02988 .214E-04 .532E-11 28.571 52.492 52.592 -50.650 8 .03486 .181E-04 .406E-11 21.165 37.840 37.659 -36.990 9 .03984 .138E-04 .276E-11 14.138 24.231 23.962 -23.794 10 .04482 .832E-05 .142E-11 7.391 11.466 11.279 -10.984 11 .04980 .153E-05 .454E-13 .000 .000 .000 .000 N SсумA SсумB SсумC Ka Kb Kc [МПa] [МПa] [МПa] 1 269.162 275.607 -78.336 3.529 3.447 12.127 2 227.757 232.759 -62.870 4.171 4.081 15.111 3 191.589 195.152 -51.786 4.959 4.868 18.345 4 159.568 161.892 -42.941 5.954 5.868 22.123 5 130.880 132.213 -35.371 7.259 7.185 26.858 6 104.883 105.480 -28.527 9.058 9.006 33.302 7 81.063 81.163 -22.078 11.719 11.705 43.028 8 59.005 58.824 -15.824 16.100 16.150 60.034 9 38.369 38.101 -9.656 24.759 24.934 98.389 10 18.858 18.670 -3.592 50.378 50.884 264.445 11 .001 .001 .000************************

Рисунок 2.3 – Распределение напряжений по высоте лопатки

Рисунок 2.4 – Распределение коэффициента запаса по высоте лопатки

По результатам расчета на статическую прочность пера рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности и являются даже немного завышенными, но так как двигатель является стационарной установкой и в результате этого лопатки особенно сильно подвержены эрозионному износу в течении длительного времени (ресурса) завышенный запас прочности необходим.

Из расчета видно, что запас прочности лопатки в самом напряженном сечении соответствует требованиям (для рабочих лопаток компрессора k – не менее 1,5) k = 4.081.

2.2.2 Расчет на прочность диска рабочего колеса первой ступени компрессора

Диски – это наиболее ответственные элементы конструкции газотурбинных двигателей. От совершенства конструкций дисков зависит надежность двигателей в целом [7].

Диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при вращении от массы рабочих лопаток и собственной массы дисков. Эти силы вызывают в дисках растягивающие напряжения.

Кроме напряжений растяжения и сжатия, в дисках могут возникать напряжения кручения и изгиба.

Из перечисленных напряжений наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца, а так же температурные (в случае неравномерного нагрева диска). Напряжения кручения обычно не велики и в расчетах (в большинстве случаев) не учитываются. Напряжения изгиба зависят от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом и могут быть значительными лишь в тонких дисках.

При расчете принимаем следующие допущения:

• диск считается симметричным относительно серединной плоскости, перпендикулярной оси вращения;

• диск находится в плосконапряженном состоянии;

• температура диска меняется только по его радиусу и равномерна по толщине;

• напряжения на любом радиусе не меняются по толщине;

• наличие отверстий и бобышек на полотне диска, отдельных выступов и проточек на его частях не принимается во внимание.

Методика расчета:

1. Вычерчивается радиальное сечение диска до оси (профиль диска) в масштабе 1:1;

2. Профиль диска разбивается на расчетные сечения от первого до к-го (рисунок 6). Число расчетных сечений не менее 8…9. Разбиваем диск на 28 расчетных сечений. Первое сечение диска проводится для диска с отверстием на радиусе отверстия.

При выборе расчетных сечений для обеспечения необходимой точности следует соблюдать два условия.

_{При расчете диска} сплошного диска отношение радиусов сечений не должно превышать 1,4...1,5, т.е. _{. Отношение толщин дисков для всех сечений должно находиться в пределах .}

_{Рисунок 2.5 – Расчетная схема диска}

Исходные данные:

1. Частота вращения диска =14211,8 об/мин;

2. Материал диска – ВТ3-1;

3. Плотность материала = 4500 кг/м ;

4. Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме = 82,649 МПа;

5. Площадь корневого сечения лопатки =2,71Е-05 м ;

6. Число лопаток на рабочем колесе =69;

7. Площадь радиального сечения разрезной части обода ;

8. Радиус центра тяжести площади радиального сечения = 0,177 м.

9. Напряжение σ_Rл от центробежных сил лопаток и замковой части обода может быть определено для случая, когда лопатки и диск изготовлены из материала с одинаковой плотностью, по формуле:

где z – число лопаток на ободе диска;

σ_рк – напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами;

F_К – площадь корневого сечения лопатки;

ρ – плотность материла диска и лопатки;

f – площадь радиального сечения разрезной части обода диска;

R_f – радиус центра тяжести площади f;

R_K – наружный радиус неразрезного обода диска;

b_К – ширина обода диска на радиусе R_K.

Значения геометрических величин по сечениям диска представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2 – Значения геометрических величин по сечениям диска

Сечение	R,м	b,м	Сечение		R,м		b,м
1	0,1140	0,0170	19		0,1674		0,0041
2	0,1241	0,0170	20		0,1678		0,0047
3	0,1324	0,0144	21		0,1681		0,0054
4	0,1334	0,0131	22		0,1685		0,0062
5	0,1344	0,0119	23		0,1689		0,0069
6	0,1354	0,0107	24		0,1693		0,0079
7	0,1365	0,0094	25		0,1698		0,0087
8	0,1375	0,0081	26		0,1703		0,0098
9	0,1385	0,0069	27		0,1714		0,0117
10	0,1390	0,0062	28		0,1745		0,0117
11	0,1399	0,0055
12	0,1486	0,0044
13	0,1558	0,0040
14	0,1617	0,0036
15	0,1617	0,0220
16	0,1642	0,0220
17	0,1642	0,0034
18	0,1655	0,0035

Ниже приведены результаты расчета диска на ЭВМ, таблица 2.3 и изменение радиального и окружного напряжения, и запасов прочности по сечениям диска.

Таблица 2.3 – Результаты расчета

ВЫПОЛНИЛ(А) : Kanivets ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ: DP= 0 DT= 0 Частота вращения = 14218.2 об/мин Количество расчетных сечений = 28 Количество скачков на контуре = 2 Контурная нагрузка = 18.310 МПа AZ= 0 BZ= 0 NZ= 1 QZ= 0 Коэффициент Пуассона = .30 R( 1)= .1140 R( 2)= .1241 R( 3)= .1324 R( 4)= .1334 R( 5)= .1344 R( 6)= .1354 R( 7)= .1365 R( 8)= .1375 R( 9)= .1385 R(10)= .1390 R(11)= .1399 R(12)= .1486 R(13)= .1558 R(14)= .1617 R(15)= .1617 R(16)= .1642 R(17)= .1642 R(18)= .1655 R(19)= .1674 R(20)= .1678 R(21)= .1681 R(22)= .1685 R(23)= .1689 R(24)= .1693 R(25)= .1698 R(26)= .1703 R(27)= .1714 R(28)= .1745 B( 1)= .0170 B( 2)= .0170 B( 3)= .0144 B( 4)= .0131 B( 5)= .0119 B( 6)= .0107 B( 7)= .0094 B( 8)= .0081 B( 9)= .0069 B(10)= .0062 B(11)= .0055 B(12)= .0044 B(13)= .0040 B(14)= .0036 B(15)= .0220 B(16)= .0220 B(17)= .0034 B(18)= .0035 B(19)= .0041 B(20)= .0047 B(21)= .0054 B(22)= .0062 B(23)= .0069 B(24)= .0079 B(25)= .0087 B(26)= .0098 B(27)= .0117 B(28)= .0117 NRS(Z)= 14 16 Плотность материала = 4500.00 Предел длит. прочности материала= 950.0 РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА: I R(I),M B(I),M SR,МПА ST,МПА SEK,МПА ZAP .1140 .0170 .00 531.73 531.73 1.8 .1241 .0170 35.11 481.02 464.46 2.0 .1324 .0144 59.69 449.62 422.95 2.2 .1334 .0131 66.70 447.90 418.55 2.3 .1344 .0119 74.33 446.47 414.34 2.3 .1354 .0107 83.25 445.55 410.31 2.3 .1365 .0094 94.81 445.19 406.17 2.3 .1375 .0081 109.12 446.15 402.83 2.4 .1385 .0069 126.36 448.13 400.20 2.4 .1390 .0062 139.65 450.61 399.53 2.4 .1399 .0055 156.18 452.95 398.51 2.4 .1486 .0044 193.35 440.11 382.08 2.5 .1558 .0040 211.95 430.15 372.53 2.6 .1617 .0036 232.07 425.44 368.95 2.6 .1617 .0220 37.97 367.21 349.77 2.7 .1642 .0220 39.00 360.90 343.07 2.8 .1642 .0034 71.97 370.79 340.56 2.8 .1655 .0035 69.92 370.18 340.64 2.8 .1674 .0041 58.22 362.19 336.87 2.8 .1678 .0047 49.76 358.70 336.59 2.8 .1681 .0054 42.40 355.78 336.59 2.8 .1685 .0062 36.19 352.95 336.31 2.8 .1689 .0069 32.18 350.77 335.83 2.8 .1693 .0079 27.60 348.41 335.46 2.8 .1698 .0087 24.91 346.37 334.61 2.8 .1703 .0098 21.86 344.23 333.83 2.8 .1714 .0117 17.83 340.31 331.76 2.9 .1745 .0117 18.31 332.87 324.11 2.9

По результатам расчета строим графики изменения напряжений и запасов прочности по радиусу диска, рисунки 2.6, 2.7.

Рисунок 2.6 – Изменение напряжений по высоте диска

Рисунок 2.7 – Изменение коэффициента запаса по высоте диска

Из расчетов видно, что наличие отверстия в ступице вращающегося диска существенно влияет на напряжения в нем. У сильно нагруженных дисков, отверстий стараются не делать. Если же в дисках делают центральные отверстия, то на краю отверстия имеет весьма большое значение, что подтверждается в нашем расчете. Для уменьшения увеличивают толщину ступицы диска у отверстия.

В случае скачка в толщине диска наблюдается скачкообразное изменение напряжений.

3. Выводы по разделу

При разработке конструктивно–силовой схемы особое внимание уделялось расположению и конструкции опор, передаче крутящего момента и осевым силам от ротора турбины к ротору компрессора, креплению рабочих лопаток к дискам, уплотнению проточного тракта и масляных полостей, противопомпажным устройствам, возможности сборки и разборки двигателя.

Произведен расчет статической прочности пера рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления. Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности и являются даже немного завышенными, но так как двигатель является стационарной установкой и в результате этого лопатки особенно сильно подвержены эрозионному износу в течении длительного времени (ресурса) завышенный запас прочности необходим.

Запас прочности лопатки в самом напряженном месте соответствует требованиям (для рабочих лопаток компрессора K – не менее 1,5).

При расчёте диска первой ступени компрессора на прочность получен удовлетворительный запас прочности по всей высоте диска. Минимальный запас прочности получен в 1 сечении диска (К =1,8).