Аэрокосмическая техника высокие технологии и инновации – 2014

а б

Рис. 1. Результаты расчета температурных полей в программе

DEFORM-3D: a – безпокрытия; б– спокрытиемTiN толщиной5 мкм

Рис. 2. Результаты расчета температурных полей в программе DEFORM-3D: a – с двойным покрытием: 1-й слой – TiN (5 мкм); 2-й слой – Al2O3 (5 мкм); б– сдвойнымпокрытием: 1-й слой– Al2O3 (5 мкм), 2-йслой– TiN (5 мкм)

Эти результаты позволили оценить и сопоставить максимальную температуру резания, распределение температурных полей в режущем клине инструмента, градиент температур и т.п. в связи с изменением вида и толщины покрытий.

Более благоприятное тепловое состояние режущего клина инструмента обеспечивает двухслойная система покрытия «твердосплавный субстрат – Al2O3 (5 мкм) – TiN (5мкм)».

31

Для оценки достоверности полученных результатов выполнены экспериментальные исследования при продольном точении на станке 16К20 сталей и сплавов 40Х резцом, оснащенным твердосплавными пластинами ТТ8К6 (γ = 0; α = 10º; φ = φ1 = 45º) с покры-

тием TiN, (TiCr)N, (TiAl)N, (AlTi)N, (TiAlCr)N, (AlTiCr)N при V = 450 м/мин, S = 0,11 мм/об, t = 0,5 мм.

Покрытия на инструменты были нанесены на технологическом оборудовании основных производителей инструмента с покрытием

(Balcers, Sandvik Caromant, Carbide, Rimet) по заводским технологиям,

а также с использованием фильтруемых вакуумно-дуговых процессов наустановках, оснащенных фильтрующиммодулем.

В экспериментах при точении исследовали износ инструмента по задней поверхности, температуру и усилия резания, шероховатость обработанной поверхности. На рис. 3 приведены некоторые результаты как расчетных, так и экспериментальных значений температуры резания для различных условий обработки инструментом с покрытием.

Рис. 3. Влияние покрытия на температуру резания при продольном точении: V = 450 м/мин; S = 0,11 мм/об; t = 0,5 мм при hз = 0,1 мм;

── экспериментальная; ─ ─ расчетная

32

Этот рисунок демонстрирует достаточно хорошее совпадение экспериментальных и расчетных данных, а также наиболее эффективную роль покрытий на основе системы Ti-Al-N, получаемых при использованиифильтрующих вакуумно-дуговых процессов MEVVa.

Установлена роль расположения различных слоев покрытий многослойной архитектуры, синтезируемых при использовании термохимических процессов CVD.

Список литературы

1.Верещака А.С. Работоспособность режущего инструмента

сизносостойкими покрытиями. – М.: Машиностроение, 1993. – 336с.

2.Лоладзе Т.Н. Прочность и износостойкость режущего инструмента. – М.: Машиностроение, 1982. – 320 с.

3.Макаров А.Д. Износ и стойкость режущих инструментов. – М.: Машиностроение, 1966. – 264 с.

4.Резников А.Н. Теплофизика процессов механической обработки материалов. – М.: Машиностроение, 1981. – 279 с.

5.Мигранов М.Ш., Ахметшин Р.И., Лукащук Ю.В. Исследование и моделирование теплофизических явлений при обработке резанием // Известия ТулГУ. Сер. Инструментальные и метрологические системы. – 2005. – Вып. 1. – Ч. 1. – Тула: Изд-во ТулГУ, 2005. –

С. 110–114.

ОТРАБОТКА РАСЧЕТНОГО МЕТОДА ОЦЕНКИ ДЕМПФИРУЮЩЕЙ СПОСОБНОСТИ МЕЖЛОПАТОЧНЫХ ДЕМПФЕРОВ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ТВД

В.А. Бессчетнов, В.Н. Яковкин, Т.Ю. Королева

ОАО «Авиадвигатель», Пермь, Россия

е-mail: gladky@avid.ru

Представлены результаты расчетного анализа демпфирующей способности межлопаточных демпферов для рабочих лопаток 1-й и 2-й ступени турбины высокого давления (ТВД) перспективного газотурбинного двигателя. По результатам расчетов были

33

выбраны конструкции демпферов с тремя исполнениями по массе. С данными демпферами проведено тензометрирование лопаток ТВД при испытаниях газогенератора. Проведено сравнение результатоврасчетасрезультатамитензометрирования.

Для снижения вибронапряжений в рабочих лопатках ТВД на резонансных режимах работы двигателя широко применяются межлопаточные или подполочные демпферы. По опыту экспериментальных исследований внедрение межлопаточного демпфера в лопатку ТВД без бандажной полки позволяет снизить динамические напряжения в полтора-два раза на резонансе по первой изгибной форме. Длина и жесткость ножки лопатки, геометрия демпфера, масса и материал демпфера влияют на эффективность демпфера. Экспериментальная доводка конфигурации демпфера и подбор массы демпфера являются трудоемким и дорогостоящим процессом. Поэтому при проектировании межлопаточных демпферов для лопаток ТВД до начала экспериментальных исследований целесообразно применение расчетных методов оценки демпфирующей способности демпферов. Настройка расчетной модели проводится по ранее проведенным экспериментальным исследованиямподобных конструкций демпферов.

Рассматриваемые конструкции межлопаточных демпферов показаны на рис. 1.

Рис. 1. Межлопаточные демпферы:

а – «корыто», б – «полудомик», в – «домик»

34

Межлопаточный демпфер является демпфером сухого трения. Демпфирование колебаний осуществляется за счет трения по поверхностям соприкосновения демпфера и полок лопатки. Прижатие демпфера к полкам лопатки осуществляется за счет центробежных сил, действующих на демпфер при вращении ротора двигателя и соответственно рабочих лопаток ТВД. Анализ распределения сил (нормальных усилий, сил трения) между демпфером и лопатками выполнен с использованием уравнений, представленных в работе [1]. Распределение сил между демпфером и лопатками зависит от геометрии демпфера и коэффициента трения. Величина сил между демпфером и лопатками зависит от массы демпфера, радиуса центра тяжести демпфера и частоты вращения ротора.

Для оценки демпфирующей способности межлопаточных демпферов разработан расчетный метод – метод экспресс-оценки. Метод экспресс-оценки [2,3] основан на замене Кулоновской силы трения гармонически изменяющейся силой (изменение по синусу) из условия равенства совершаемой силой трения работы за период колебаний. Такой подход позволяет решить задачу в линейной постановке, заменив Кулоновские силы трения силами реакций в «пружинах». При этом предполагается, что демпфер всегда скользит по поверхностям и не прилипает к полкам лопатки.

Расчеты собственных частот и форм колебаний лопаток с демпферами проведены в 3D-постановке в пакете ANSYS. Расчетная модель состоит из лопатки и двух половинок демпфера (одна половинка со стороны корыта лопатки, другая – со стороны спинки). На контактных гранях хвостовика лопатки задан запрет перемещений во всех направлениях, на поверхностях разреза демпфера задано условие циклической симметрии. Такое условие позволило учесть при колебаниях все рабочее колесо и рассмотреть формы колебаний с количеством узловых диаметров, соответствующих интересующим гармоникам возбуждения. В расчетной модели демпфер является свободным в перемещениях с заданием контакта между демпфером и лопаткой. Для воспроизведения влияния демпфера на лопатки в контактах между демпфером и лопаткой заданы нормальная и каса-

35

тельная жесткости, которые имитируют пружины с жесткостями в контакте. Путем варьирования жесткости в контакте можно варьировать силу трения между демпфером и лопаткой.

в

Рис. 2. Зависимость логарифмического декремента от массы демпфера: а– длярабочей лопатки1-йступениТВДдвигателя ПС-90А; б– длярабочей лопатки1-йступениТВДперспективного двигателя; в– длярабочейлопатки 2-й ступени ТВД перспективного двигателя

Для разработки и отработки расчетных методов, используемых при проектировании демпферов, все расчеты выполнены в сравнительной постановке. Расчеты и сравнение проведено для рабочей лопатки 1-й ступени ТВД двигателя ПС-90А2, для которой имелись

36

данные по испытаниям на двигателе при четырех массах демпфера, получена зависимость вибронапряжений от массы демпфера. Построены зависимости логарифмического декремента и собственной частоты лопатки от веса демпфера. Для лучшей сходимости расчета к эксперименту подобраны параметры модели. Выполнено сравнение результатоврасчета сэкспериментальными данными (рис. 2, а).

С полученными параметрами расчета по анализу лопатки двигателя ПС-90А2 выполнено расчетное исследование демпфирующих способностей демпферов для новых лопаток турбины перспективного двигателя. На рис. 2, б показаны зависимости логарифмического декремента от массы демпферов для рабочей лопатки 1-й ступени, на рис. 2, в – для рабочей лопатки 2-й ступени ТВД. Выбраны наилучшие конфигурации демпферов, а именно: для 1-й ступени турбины демпфер типа «полудомик» (см. рис. 1, б), для 2-й ступени турбины демпфер типа «домик» (см. рис. 1, в). Выбраны массы демпферов для испытаний на газогенераторе: для рабочей лопатки 1-й ступени ТВД – три исполнения по массе 0,7; 1,4; 2,1 г, для рабочей лопатки 2-й ступени ТВД – три исполнения по массе 1; 2; 3 г.

Рис. 3. Изменение вибронапряжений от массы демпфера:

а– для рабочей лопатки 1-й ступени ТВД перспективного двигателя;

б– для рабочей лопатки 2-й ступени ТВД перспективного двигателя

По результатам испытаний на газогенераторе исходная конструкция демпфера (типа “корыто”) практически не показала снижения вибронапряжений на лопатках. Новые конструкции демпферов сни-

37

жают напряжения: на рабочей лопатке 1-й ступени ТВД – в среднем на 39 %, на рабочей лопатке 2-й ступени ТВД – на 24 %. На рис. 3, а и 3, б показаны зависимости вибронапряжений от масс демпферов для рабочей лопатки 1-й и 2-й ступени ТВД. На рис. 3 «сплошной» линией показаны результаты испытаний на двигателе, «пунктирной» линией – результаты расчета. Результаты сравнения показывают качественное совпадение результатов расчета и эксперимента, что подтверждает применимостьрасчетного метода экспресс-оценки.

Список литературы

1.Petrov E.P., Ewins D.J. Advanced Modeling of Underplatform Friction Dampers for Analysis of Bladed Disk Vibration; ASME Turbo Expro. – Barselona, 2006.

2.Яковкин В.Н., Бессчетнов В.А. Расчетная оценка эффективности демпфера сухого трения для полой широкохордной лопатки вентилятора// Изв. Самар. науч. центраРАН. – 2012. – Т. 14, №4(5).

3.Блехман И.И., Джанелидзе Г.Ю. Вибрационное перемеще-

ние. – М.: Наука, 1964. – 412 с.

ПОСТРОЕНИЕ ПАРАМЕТРИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ПЛОСКОГО ПРОФИЛЯ ДЛЯ ПОСТАНОВКИ ЗАДАЧИ ОПТИМИЗАЦИИ ЛОПАТОЧНОГО АППАРАТА ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА

В.Л. Блинов, В.А. Седунин, О.В. Комаров, Ю.М. Бродов

Уральский федеральный университет им. первого Президента России Б.Н. Ельцина, Екатеринбург, Россия

Описана разработанная топология двухмерного профиля компрессорной решетки, позволяющая эффективно проводить его оптимизацию. Спинка и корыто профиля описаны кривыми Безье. Представлено физическое обоснование преимущества предлагаемой топологии. Поставлена задача оптимизации профиля пера лопатки осевого компрессора. Для конкретного профиля удалось повысить угол поворота потока на 8,4 градуса при одновременном снижении потерь полного давления на 0,4 %.

38

Одним из наиболее важных и сложных узлов газотурбинного двигателя (ГТД) является осевой компрессор. В настоящее время ключевой вопрос в области усовершенствования ступеней осевых компрессоров относится к созданию высокоэффективных и высоконапорных ступеней. Повышение нагрузки на ступени позволит сократить их общее количество и, следовательно, уменьшить размеры и массуГТД, чтоозначаетснижениестоимостипроизводстваиремонта[1].

Ключевое звено проектирования проточной части осевого компрессора заключается в выборе формы профилей лопаток направляющих и рабочих венцов. Первые ступени осевых компрессоров современных газотурбинных двигателей по большей части выполняются транс- и сверхзвуковыми. Промежуточные и последние ступени при этом остаются дозвуковыми. Традиционный метод профилирования осевых компрессоров состоит в использовании семейств профилей, например, профилей серии С или NACA-65, а также двухдуговых и многодуговых профилей. Подобный подход сыграл большую роль в компрессоростроении, но с развитием ЭВМ появилась возможность разрабатывать профили с произвольным изменением изгиба и толщины для обеспечения оптимального распределения скоростей (профили

спредписанным распределением скоростей) [2, 3].

Впоследнее время в связи со стремительным развитием методик трехмерного моделирования процессов, протекающих в проточной части турбомашин, в частности осевых компрессоров, становится возможным достижение высоких значений КПД и оптимальных характеристик как ГТД в целом, так и отдельных его узлов. Использование современных вычислительных комплексов для численного решения уравнений Навье-Стокса позволяет проводить неограниченное количество экспериментов с различными конструкторскими решениями, заменяя тем самым дорогостоящие натурные испытания, а быстрый рост возможностей вычислительной техники позволяет сократить затраченное на это время [4].

Использование методов вычислительной газовой динамики (CFD) совместно с современными алгоритмами оптимизации позволяет в короткие сроки проводить подбор оптимальных вариан-

39

тов профилей, удовлетворяющих повышенным требованиям как по эффективности, так и по уровню нагрузки ступеней осевого компрессора. Оптимизация формы пера лопатки является сложной многокритериальной задачей и, как правило, сводится к поиску компромисса между поставленными целями [5].

Втаком подходе геометрическая модель профиля пера лопатки задается параметрическим способом. Изменяя параметры такой модели, можно получить оптимальную форму пера лопатки, которая будет удовлетворять поставленным аэродинамическим или прочностным требованиям. Одним из основных вопросов в данном случае является выбор оптимального подхода к построению подобной геометрической модели профиля.

Вданной работе представлен один из вариантов постановки задачи оптимизации профиля пера лопатки осевого компрессора. Для этой цели была предложена топология профиля, позволяющая эффективно проводить оптимизацию (рис. 1). Спинка профиля описывалась кривой Безье третьего порядка, корытце – кривой Безье четвертого порядка, что обусловлено стремлением добиться гибкого изменения формы профиля. Входная и выходная кромки профиля задавались дугами окружностей. Математическое параметрическое представление кривой Безье имеет вид [6]

i 0

где Bi – это i-я вершина многоугольника Безье; Jn – базис Безье (базис Бернштейна или функцияаппроксимации), который вычисляетсякак

где Jn,i t – i-я функция базиса Бернштейна порядка n. Здесь n –

порядок определяющей функции базиса Бернштейна и, следовательно, сегмента полиномиальной кривой; n на единицу меньше количества точек определяющего многоугольника. Многоугольник Безье нумеруется от 0 до n1.

40