режимах (как правило, это режим взлета, полет с максимальной скоростью на средних высотах и высотный режим с небольшой скоростью полета), чис ла лопаток и ширины их в нижнем сечении, угла установки нижнего сечения <р0, радиальной эпюры температур камеры сгорания TR (г) и температуры лопатки.
По известному значению ширины определяется хорда лопатки; в ниж-
нем сечении как / = |
В |
|
|
из газодинамических условий |
--------- , по заданному |
____ |
COS 100 |
_ |
затем |
площадь поперечного сечения |
значению б определяется ст |
= 13, |
F = 0,71ст и момент сопротивления |
= 0,11&т , затем таким же образом |
по заданным I и б определяется W и F в основных гидравлических сечениях: среднем и верхнем, после чего W и F интерполируются полиномом степени т = 2, что дает достаточную точность. После этого становятся известными напряжения от растяжения ар и от газового изгиба аГ. Учитывая то обстоя тельство, что эти оценочные расчеты проводятся для точек входной и (или) выходной кромок, наиболее нагруженных и нагретых, запишем общее выражение запасов для режимов взлета (№ 1), режима больших скоростей
( №2) и высотного (№ 3) |
|
|
a *i |
|
kt = ---------- 2 -------- . |
(7.120) |
F |
W |
|
Дня i = l |
следует принимать d 1 |
= 0,5. Это означает, что на взлетном |
режиме центробежными моментами компенсируется половина а г, для i = 2
п2
d2 = d i ( ----- ) , для высотного режима с малыми газовыми нагрузками
Пj
можно принять d з = —0,3 ... —0,5 —это зависит от конкретных парамет ров режима. Если после расчета суммарного запаса прочности окажется, что к^ = 1,3 [А] (где [к] — нормируемый запас), то эскизное проектирование лопатки турбины считается законченным в части статической прочности. Если к% < 1,3 [ А г ] следует, произвести варьирование величинами / и б в раз
решенных пределах ±ДI и ±б~ если же и тогда окажется к s < 1,3 [к], необ
ходимо уменьшить число лопаток с z ^ до |
при сохранении парамет |
ров подобия / и 5, тогда W ^ = W^х^ ( |
|
М2 |
г z 2 |
|
м 1 ----- |
|
|
Z 1 |
|
г |
г |
|
и о 2 = °1 ( ——) 2. Изложенные выше процедуры повторяются, пока не
будет выполнено условие к 2 = 1,3 [к]. Если на первом этапе расчета ока жется, что к Е » 1 , 3 [к], необхрдимо увеличить количество лопаток, пос кольку иначе турбина будет излишне массивной. Масса венца лопаток Gn ~ 7 Fhz, где h —высота пера, а поскольку площадь поперечного сечения пропорциональна произведению ст и /, которое уменьшается пропорцио-
2 (1)
нально отношению ( --------) 2, масса при увеличении числа лопаток GЛ2 =
Z (2)
z (i)
(О
Z (2)
Расчет на прочность сопловых аппаратов
Лопатки соплового аппарата являются чрезвычайно ответственными деталями, работающими в условиях высоких температур (особенно сопло вые аппараты первых ступеней) и больших газовых нагрузок. Работоспо собность лопаток в основном определяют :
| статическая прочность; эрозионная стойкость; циклическая повреждаемость;
нерасчетные превышения температуры газа перед турбиной, вызываю щие разупрочнение материала или прогар лопатки.
При проектировании сопловых аппаратов в первую очередь учитывает ся статическая прочность, поэтому рассмотрим методы ее определения в за висимости от конструктивных схем.
В турбинах авиадвигателей применяемые схемы крепления сопловых аппаратов можно разделить на пять основных видов, представленных на рис. 7.9; а — консольный стержень; б — дважды опертый стержень; в —
5
г
Рис. 7.9. Основные схемы крепления сопловых аппаратов
Рис. 7i 10. Сечение лопатки соплового ап парата
стержень, неподвижно защемленный с двух сторон; г — стержень, имею щий неподвижную верхнюю заделку, а нижняя, состоящая из коротких пластин и оболочек, представляет со бой по существу кольцо, которое мо- » жет некоторым образом деформиро ваться в окружной и осевой плос костях; д — лопатка жестко задела на в корпус.
На перо лопатки соплового аппарата действуют газовые усилия в плос костях и и v, которые можно считать равномерно распределенными по вы соте.
Сечение лопатки, расположение ее осей и действующие нагрузки пока заны на рис. 7.10. Здесь и, v, £, 1? такие же, как и у рабочей лопатки; qu, q w — распределенные по высоте газовые нагрузки; правило знаков изги бающих моментов и величины, входящие в их выражения, те же, что и для рабочих лопаток. Величины моментов и их проекции на главные централь ные оси
z 2 |
G &Сц z ^ |
(7.121) |
Ми = q |
g h z n 2 |
|
|
|
G |
д с в |
|
д р ^ к + — |
M y= q |
g |
z |
h z n ■ |
(7.122) |
|
2 |
M £ = Mu соsy? - |
My sim/j; |
(7.123) |
= Mu simp + Mwcos</?, |
|
z - координата, отсчитываемая от нижнего края лопатки. Проекции газо вых нагрузок на главные центральные оси
q t = q u<x>W -qvsmy\
(7.124)
qn = qu sirup + <7vcos</?.
Напряжения
My
Рассмотрим схемы расчета силовых факторов и перемещений для разных типов закрепления лопаток.
Тип а. Максимальные моменты действуют в верхнем сечении лопатки и равны
я ^ 2
М „
2
Напряжения и запасы прочности для всех схем крепления определяются так же, как и для рабочих лопаток. Чтобы исключить касание лопатки соп лового аппарата и рабочего колеса, необходимо рассчитать перемещения в сопловой лопатке и по ним выбрать осевой зазор между ней и рабочей лопаткой или ободом диска.
Перемещение нижнего края лопатки в осевом направлении в общем случае при действии на лопатку распределенной нагрузки, а также сосре доточенной силы и момента на ее конце равно
ди = sin</>(/7 |
h |
z 3 |
|
h |
z 2 |
h |
z |
f |
------- dz + P |
f |
-------- d z + M , f |
------ dz) + |
n 0 |
2EJ% |
|
0 |
Eh |
0 |
Eh |
h |
z 3 |
h |
z 2 |
dz +Mn f |
|
(7.125) |
+ cos<p(q^ f |
------- dz + |
P t f ------- |
|
о |
2EJ„ |
0 |
EJ„ |
|
|
|
|
rj |
|
1? |
|
|
|
Вывод соотношения (7.125) не приводится, поскольку он основан на известных формулах сопротивления материалов; наиболее просто он получается при использовании теоремы Кастильяно.
Для консольной лопатки
h |
z 3 |
dz + q^cos^p f |
dz. |
8U =<7r)sin<fif |
|
о |
2Eh |
0 |
2EJn |
Тип б. Максимальные моменты действуют в среднем сечении лопатки
M%- g n — и Mv = g t
8
284
Рис. 7.11. К расчету нагрузок в жестко за |
\Мг |
щемленной лопатке |
И
Растягивающие напряжения действуют на спинке лопатки.
Тип в. Лопатку этого типа можно рассматривать как защемленный по обоим краям стержень под распределенной нагрузкой в соответствии с
рис. 7.11.
Лопатка представляет собой дважды статически неопределимую систе му с неизвестными на краях м о м ен там и ^, М2 и усилиями Р \ , Р 2.
Раскрытие статической неопределенности удобно проводить но методу Касгильяно, записав выражение для полной потенциальной энергии лопатки
|
h |
(Mi |
*2 |
2 • |
|
1 |
- P i z + q ----) 2 |
|
П |
|
2 |
dz |
|
П = - |
/ |
|
EJ |
|
2 |
о |
|
|
|
и приравняв нулю производные |
ЭП |
ЭП |
----- и |
-----, и следовательно, углы пово- |
|
|
|
|
ЭМ х |
дР 1 |
рота и перемещения в жесткой заделке: |
|
ЭП |
h |
М 1 |
P l Z + q ------ |
|
|
2 |
|
|
= 1 |
|
-----------------dz\ |
|
, ЪМХ |
о |
|
EJ |
|
(7.126) |
|
h |
-P\Z |
+ z ( M + q------) |
|
a n |
|
2 |
dz |
|
|
|
|
|
|
EJ
Из этих уравнений определяем значения М х и Р^. Уравнение текущего момента имеет вид
Mz = M l —Pxz + q-
Тип г. Нижние концы лопаток объединены замкнутым кольцом, Расчет ная схема этого случая представлена на рис. 7.12. Для простоты выкладок в дальнейшем не учитывается изгиб лопатки относительно оси наибольшей жесткости. Система является дважды статически неопределимой относи тельно Q и М. Для их определения формулируются граничные условия: 1 — равенство перемещений концов кольца в окружной плоскости посредине между двумя соседними лопатками
Рис. 7.12. Схема расчета соплового ап парата, подкрепленного кольцом:
|
|
|
|
|
|
|
Ти |
- осевая |
сила на единицу длины |
кольца; |
г2ъс |
- |
радиус стыковки ло |
патки и кольца; |
гк —радиус центра тя |
жести |
поперечного |
сечения |
кольца; |
ги |
— радиус |
приложения |
силы Ри\ |
rQK |
- |
внутренний |
радиус |
кольца; |
Р = |
2ттРиг\к |
|
Q —перерезывающая |
---------------- ; |
ru zn
- 0?о + ----- ) СОS¥> =
гк
сила в кольце посредине между двумя соседними лопатками; М — реактив ный момент, действующий на одну ло патку от кольца
Q t
(7.127)
|
2ттг |
- момент инерции относительно z; |
2 —совместность уг- |
где t = ----—; J |
|
7 |
К 1 |
|
|
|
|
лов поворота лопатки и кольца при повороте его из плоскости |
—T7o/ sdiiv? = |
Мк гк |
|
|
|
(7.128) |
гд е/к |
—момент инерции кольца относительно оси .у |
|
^К |
|
(*К |
7 |
г2к |
|
|
г |
^11) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Подставляя в дифференциальное уравнение упругой линии лопатки |
Бц |
выражение для текущего момента |
|
|
|
z 2 |
“ 20 (г2 К + z ) cos<£+ Pz sinv? + Msitup |
|
Mz = |
|
и проинтегрировав его один раз, получим выражение дня угла поворота |
|
|
En Jn |
dz — Q(3cosipf r 2 K |
dz + |
|
|
|
|
О ^ Л ^ л |
|
|
|
z |
z |
* |
dz |
|
(7.129) |
+ P s in ^ /-------- dz |
+ Msin<^/ |
+ Ct . |
|
|
о ^л-^л |
о |
^л^л |
|
|
Постоянная Сг находится из условия равенства углов поворота кор-
пуса и верхнего сечения лопатки, для чего необходимо знание величин |
податливости корпуса. В частности, когда корпус является |
достаточно |
жесткий, из граничного условия Vz =h = 0 находим величину |
постоянной |
Ci = — — Л 3 + Ql3cosip(r2irA! +Л2) |
-PsirupA2 —MsimpAl . (7.130) |
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
Проинтегрировав |
(7.129), получим |
|
|
|
т\'— —— f f |
z |
|
|
|
|
г 2 |
+. z |
------- dzdz -QPcosipf f — |
------ dzdz + |
2 |
oo |
EnJn |
|
|
|
oo |
EnJn |
|
z z |
zdz |
|
|
z Z |
ft2 |
— |
dz + |
+ Psinv> J J ——— + Msin<p J J |
— |
|
о о ^лул |
|
|
О о |
bnJn |
|
+ C\Z + C2 . |
|
|
|
|
|
|
(7.131) |
Из условия T?Z= h = 0 получим |
|
|
|
|
Сг = - h C 1 — |
+ |
|
|
|
+B2)- PsirupBj-M sim pB^ |
|
|
|
|
|
|
|
|
(7.132) |
В уравнениях (7.130), (7.132) |
|
|
|
|
h |
d z |
|
h h |
d z |
dz; |
|
|
A t = f |
- ------ ; Я, |
= / / |
--------- |
|
|
о |
|
|
Oo |
|
^л |
|
|
|
h |
z |
|
|
hh |
z d z |
|
; |
|
A 2 = f |
---------dz ; |
B2 = f f |
----------dz |
|
о |
Е Л |
|
|
0 0 |
|
|
|
|
* |
z 2 |
|
B 3 = |
h h |
z 2d z |
|
|
|
А з = / |
-------- dz ; |
f f --------- dz. |
|
|
о |
* л 'л |
|
|
0 0 |
^Л^л |
|
|
Тип д. Для определения напряженного состояния в этом случае следует решать задачу об изгибе лопатки, подкрепленной снизу системой пластин и оболочек, стыкуя эти элементы между собой с учетом их податливостей. Отыскание перемещений возможно вести по схеме, представленной на рис. 7.13.
I!Z |
z |
Рис. 7.13. Расчетная схема соплового |
|
аппарата типа д: |
/X// ///У / |
|
Мос - |
реактивный момент, действую |
|
|
щий на одну лопатку в осевой плос |
|
|
кости; |
Мокр - то же в окружной плос |
|
|
кости; |
г0 - радиус нижнего сечения ло |
патки; v0 - перемещение нижнего се чения лопатки в окружной плоскости
Здесь Р — перерезывающая сила, эквивалентная действию перепадов давлений на подкрепляющее пластины и оболочки, Мос иМокр —неизвест ные моменты, определяемые из граничных условий
Первое условие означает, что поддерживающая система настолько жест ка, что не имеет угла поворота в осевой плоскости, а только перемещается вместе с нижним сечением лопатки параллельно себе в направлении оси и, второе условие вытекает из того факта, что поддерживающая система не может деформироваться в окружной плоскости подобно случаю г (см. рис. 7.9) из-за большой жесткости в этом направлении, а только поворачи вается как единое целое на угол, определяемый из перемещения нижнего сечения лопатки по оси v и из условия сохранения перпендикулярности в стыке лопатки с системой.
При расчете лопаток сопловых аппаратов на статическую прочность характеристики материала должны быть определены по температуре, посчитанной с учетом максимальной окружной неравномерности для дан ной ступени. Изменение во времени температуры лопатки вызывает образо вание переменных термических и силовых упругих, пластических деформа ций и деформаций ползучести, а следовательно, и соответствующих им нап ряжений. Запас по циклической долговечности характеризуется отноше нием числа циклов iVp до разрушения материала лопатки к назначенному в эксплуатации числу циклов нагружения N 3 в течение всего ресурса ее ра боты. Определение Np проводится либо экспериментально, что как правило характерно для стадии доводочных работ, либо экспериментально-расчет ным путем в период эскизного, а иногда и рабочего проектирования. По ре
зультатам |
экспериментального определения строится зависимость Np = |
= /(Д а/) |
или Np = /(Д е/), где Да/ и Де/ —интенсивности размахов напря |
жений и деформации в одном цикле. Величины самих интенсивностей опре деляются следующим образом:
* 6( jy Z |
Tzx Txy ) > |
(7.133) |
€/ =- |
V (^v - e z) 2 + (€z - € x ) 2 + |
|
2(1 + jLt) |
|
|
|
+ 7zx + Уху ) • |
(7.134) |
Оси x, у расположены в плоскости поперечного сечения лопатки, ось z им перпендикулярна.
Экспериментально Np определяется на специальных установках, где в циклах имитируются переменные нагрузки и температуры.
Расчетным путем Np можно определить из уравнения
Д е - [In |
0,6 |
- 0,6 |
[а(г, г) - fcam 1 |
- o ,i 2 |
] ' N V |
+ 3,5 |
AL |
’ ,(7.135) |
1 - |
ф (г, О |
|
|
|
где ф(т, t) —характеристика длительной пластичности материала; а(г, 0 - длительная прочность; Е — модуль упругости; от — среднее напряжение в цикле; к — коэффициент, имеющий значения 1 ... 1,3 в зависимости от условий работы материала.
Приведенный выше метод расчета применим и к рабочим лопаткам.
7.2. ДИНАМИЧЕСКАЯ ПРОЧНОСТЬ
Общие сведения
Вопросы динамической прочности деталей современных авиадвигателей являются наиболее важными при решении задач надежности и работоспо собности двигателя в целом, поскольку наибольшее число дефектов связа но с динамической повреждаемостью. В значительной степени это относится к рабочим лопаткам турбины. Динамическая прочность лопаток опреде ляется внешними переменными нагрузками, возбуждающими колебания, частотой и интенсивностью их воздействия на лопатку; способностью лопа ток уменьшать размах колебания за счет аэродинамического демпфирова ния и демпфирования конструкционного (последнее можно разделить на внутреннее, связанное с демпфирующими свойствами самого материала и внешнее, определяемое специальными конструктивными мероприятиями)^ выносливостью лопаток или их способностью сопротивляться знакопере менным нагрузкам достаточно большой частоты.
С учетом перечисленных факторов строится весь комплекс работ по созданию надежной в динамическом отношении лопатки (при условии обя зательного обеспечения статической прочности), начиная со стадии проекти-
рования до момента передачи в серийное производство. Следует отметить, что динамическая прочность носит резко стохастический характер, объяс няемый значительной дисперсией всех факторов, влияющих на уровень ко лебаний и на выносливость, поэтому получение предварительных оценок динамической прочности весьма затруднено. Однако основные принципы повышения динамической прочности, позволяющие избежать заведомо вы сокой напряженности, известны и применяются достаточно широко.
Динамическая напряженность
Как было сказано выше, резонансные колебания лопаток возникают при совпадении их собственной частоты с частотой внешних возбуждающих сил. Принцип отыскания собственных частот заключается в следующем: схематизируя лопатку стержнем, имеющим некоторую жесткость с и массу т9 приложим эту массу на свободном краю стержня и дадим ему на этом краю перемещение у, тогда в стержне возникнет сила упругости Р = —су. Отпустив стержень, заставим его тем самым совершать колебания, при этом упругая сила равна, в соответствии с принципом Даламбера, силе инерции или произведению массы на ускорение, т.е.
Э2у
|
или ту" + су = 0. |
Общее решение этого уравнения имеет вид у = Aicospt + A 2smpt9 |
где р = v — |
, А х и А 2 —коэффициенты, находимые из начальных усло- |
т |
|
вий. Таким образом, процесс колебаний имеет гармонический характер, ве личина р называется круговой частотой колебаний. Если на лопатку дей ствует переменная гармоническая сила Q = Qcospt, где Q —ее амплитудное значение, уравнение вынужденных колебаний приобретает вид
у |
(/)cospf |
7 ( 0 = |
2 , где у —Qc. Когда частота возбуждающей силы сов- |
1 |
- (р 1р сУ |
падает с собственной частотой лопатки р с, то амплитуды колебаний, а сле довательно, и динамические напряжения резко возрастают, что характери зует резонанс. Приведенная выше формула, где y{t) ->■00 при р p Ci спра ведлива только для случая отсутствия демпфирования, а в реальных кон струкциях демпфирование сдвигает фазы между возбуждением и колеба ниями лопатки, поэтому амплитуды реально имеют конечные значения. Таким образом, для определения возможностей резонанса лопатки необхо димо знать ее собственные частоты колебаний, число которых весьма вели ко. Вопрос этот достаточно подробно изложен в [5]. Следует лишь отметить, что методами расчета, основанными на теории закрученных стержней при действии гипотезы жесткого контура или теории оболочек, применительно к лопаткам турбины некоторые высокочастотные формы колебаний опре деляются недостаточно точно, что связано с большими относительными тол-