CC BY
38
ющего оборудования в условиях бездорожья.
Сообщалось также, что за рубежом создается «Атлант» — атомоход на воздушной подушке, предназначенный для трансатлантических рейсов. Он имеет водоизмещение 15 тыс. т, скорость 130 узлов и сможет перевозить 4 тыс. пассажиров и 2 тыс. автомобилей.
Суть изобретения Г.С. Туркина и В.И. Кожехина в том, что воздух в их аппарате сопловой схемы нагнетается компрессором и направляется в сопла, выполненные по всему периметру днища. Это узкая прерывистая щель, ориентированная под некоторым углом к центру машины. Выходя из сопла, воздух образует завесу, ограждающую зону повышенного давления под корпусом. Высота парения при этом значительно увеличивается. Еще лучше два подобных параллельных сопла. Аппараты сопловой схемы менее чувствительны к изменению центровки.
Шасси на воздушной подушке (ШВП) это совокупность устройств, служащих для создания воздушной подушки (области повышенного статического давления под некоторой частью фюзеляжа) как основного опорного элемента, обеспечивающего взлёт, посадку
и передвижение экраноплана по ВПП. ШВП необходимо формировать по струйно-щелевой схеме с баллонным гибким ограждением; воздух нагнетается специальным вентилятором. Использование ШВП позволит уменьшить давление на ВПП (важно для тяжёлых самолётов), а посадку самолётов, оборудованных только ШВП, производить на любую ровную неподготовленную поверхность, в том числе на поле, воду, снег, болото, размокший грунт и т.д. (например, экспериментальный самолёт Де Хэвилленд оф Канада -Белл XC 8A «Баффало» с ШВП преодолевал канавы шириной до 3 м, валуны и пни высотой до 0,4 м). ШВП находится в стадии экспериментальных разработок.
Таким образом, использование для самостабилизирующихся экранопланов схемы «утка» ШВП, формирующихся по струйно-щелевой схеме с баллонным гибким ограждением и в сочетании с колёсным шасси, увеличит эксплуатационные характеристики и обеспечит взлёт, посадку и передвижение экранопланов по любой ровной неподготовленной поверхности, в том числе по полю, воде, снегу, болоту, размокшему грунту и т.д.
Статья поступила 17.04.2014 г.
Библиографический список
1. Суржик В.В. Структурно-параметрический синтез мате- 3. http://www.aircaft.ru/aviation-encyclopedia/sh/2752-shassi-матических моделей экранопланов. Иркутск, 2012. 184 с. na-vozdushnoy-podushke.html
2. http://www.patlah.ru/etm/etm-24/vozdyh-podyhka/tehnika%20podyhka/teh%20podyhka.htm
УДК 539.375
МОДЕЛИРОВАНИЕ РЕАЛЬНЫХ УСЛОВИЙ НАГРУЖЕНИЯ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ ВЫСОКОРЕСУРСНЫХ ТУРБОМАШИН С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ МОДЕЛЕЙ ВЫСОКОГО УРОВНЯ
А
© Д.Г. Федорченко1
Самарский государственный аэрокосмический университет, 443123, Россия, г. Самара, Московское шоссе, 34.
Представлена новая методология проектирования и подтверждения надежности и ресурса создаваемых двигателей. Технология заключается в использовании моделей высокого уровня для реальных условий нагружения, расчеты по таким моделям можно проводить только численно, с использованием метода конечных элементов. Правильно составленная модель позволяет существенно повысить достоверность расчетов. Приведены примеры прочностных и динамических расчетов лопаток, дисков, оболочек, а также газодинамический расчет камеры сгорания. Эффективность использования таких моделей подтверждена многочисленными экспериментальными данными.
Ил. 11. Библиогр. назв. 2.
Ключевые слова: испытания; метод конечных элементов; нагружение; надежность; проектирование; прочность; разрушение; расчетные модели; ресурс.
MODELING ACTUAL LOADING CONDITIONS WHEN DESIGNING EXTENDED SERVICE LIFE TURBOMACHINERY WITH THE USE OF HIGH-LEVEL MODELS D.G. Fedorchenko
Samara State Aerospace University, 34 Moskovskoe Shosse, Samara, 443123, Russia.
The article introduces a new methodology that allows to design and validate the reliability and service life of the produced
1Федорченко Дмитрий Геннадьевич, кандидат технических наук, доцент кафедры конструкций и проектирования двигателей летательных аппаратов, тел.: (846) 2674675, e-mail: kipdla@ssau.ru
Fedorchenko Dmitry, Candidate of technical sciences, Associate Professor of the Department of Aircraft Engine Construction and Design, tel.: (846) 2674675, e-mail: kipdla@ssau.ru
engines. Technology involves the use of high-level models for real loading conditions. Model calculations can be performed only numerically with the use of the finite element method. Correctly compiled model can significantly improve the accuracy of calculations. The article provides some examples of strength and dynamical calculations of blades, discs, casings as well as gas-dynamic calculation of a combustion chamber. Application efficiency of these models is proved by numerous experimental data. 11 figures. 2 sources.
Key words: tests; finite element method; loading; reliability; design; durability; destruction; calculation models; service life.
В связи с новыми экономическими условиями произошло резкое сокращение финансирования новых разработок. Это потребовало разработки новой методологии проектирования и подтверждения надежности и ресурса создаваемых двигателей.
Новая методология при снижении затрат должна обеспечить высокое качество проектирования и достоверность оценок конструкционной надежности и ресурса. Это предполагает:
• перенос приоритетов обеспечения надежности на качество проектирования с использованием расчетных моделей высокого уровня, как газодинамических, так и прочностных, на самой ранней стадии проекта;
• поузловую доводку отдельных элементов на специальных стендах и установках;
• совмещение и комплексирование отдельных видов специальных испытаний;
• широкое внедрение ускоренных эквивалентно-циклических испытаний в подтверждение высокой надежности и большого ресурса.
На стадии проектирования обеспечиваются основы получения высокого качества конструкции: высокой конструкционной прочности деталей, надежности и ресурса, возможности диагностирования и эксплуатации по техническому состоянию и допустимым повреждениям, стабильной технологии производства при минимальной стоимости, высокой эксплуатационной технологичности и др.
Основой обеспечения работоспособности на этапе проектирования является разработка технических заданий (ТЗ) на отдельные узлы и двигатель в целом. ТЗ разрабатывается на основе опыта эксплуатации предшествующих двигателей и требований сегодняшнего дня. Оно включает требования по параметрам, работоспособности, надежности, ресурсу, технологичности, эксплуатационным характеристикам, ремонтопригодности, возможности диагностирования состояния, живучести и др. Требования ТЗ обеспечиваются соблюдением принципов ресурсного проектирования, которые формируются на основе всего опыта фирмы по созданию двигателя и опыта других разработчиков ГТД.
На современном этапе основным в проектировании можно считать:
- использование расчетных моделей высокого уровня, как газодинамических, так и для расчета напряженно-деформированного состояния деталей, деформативности конструкции в целом, при этом освоение новых методов расчета особенно с использованием расчетных моделей высокого уровня требует обязательного расчетного тестирования моделей
по результатам лабораторных и натурных испытаний ранее созданных подобных конструкций;
- учет реальных условий эксплуатации с использованием методов суммирования повреждений при многофакторном нагружении;
- учет потенциального изменения параметров работы двигателя и состояния деталей в процессе наработки;
- обеспечение высокой конструкционной прочности деталей за счет конструирования, обеспечивающего минимальную концентрацию напряжений, оптимизации выбора материалов, методов получения заготовок, широкого использования упрочняющих технологий, защиты поверхности, особенно деталей проточной части от коррозионного и эрозионного воздействия среды;
- обеспечение контролепригодности двигателя за счет встроенных аппаратурных систем, контроля параметров работы двигателя и его основных узлов и удобства доступа к наиболее ответственным узлам двигателя для их контроля во время регламентных работ;
- обеспечение высокой эксплуатационной технологичности за счет модульности конструкции, простоты проведения регламентных работ и замены отдельных модулей и агрегатов двигателя;
- обеспечение повышенной живучести деталей и двигателя в целом.
Необходимость использования расчетных моделей высокого уровня на самой ранней стадии проектирования легко иллюстрируется примером сравнения результатов тензометрирования охлаждаемой рабочей лопатки турбины с результатами ее расчета методом теории естественно закрученных стержней (рис. 1).
Следующим примером, показывающим влияние корректности расчетных моделей на надежность двигателя, является малоцикловое разрушение дефлектора рабочего колеса турбины ВД, которое произошло при ресурсных испытаниях одного из двигателей семейства «НК». Проектирование двигателя выполнялось в конце 60-х, начале 70 годов. В то время не было расчетных методов высокого уровня типа методов конечных элементов (МКЭ) и расчет проводился методом цилиндрических сечений.
На рис. 2 приведены результаты сравнительного анализа напряженности дефлектора диска турбины, выполненные методом цилиндрических сечений (метод учитывает только напряжения растяжения от действия центробежных сил и градиентов температур по сечению) и МКЭ.
Напряжения в лопатке при частоте вращения ротора л=10000 об/мин
Номер Расчетные Замеренные £=СТр/СТэ
тензодат- ср, мпа сэ, мпа
чика
1 233 275 0,84
3 75 -5 15
4 145 63 2,3
5 84 150 0,56
6 84 275 0,31
7 93 240 0,39
Рис. 1. Сравнение расчетных и замеренных напряжений в рабочей охлаждаемой лопатке турбины при испытаниях на разгонном стенде: тензодатчики 1, 3, 4, 5 расположены на спинке лопатки,
тензодатчики 6 и 7 - на корытце лопатки
Результаты расчета МКЭ, выполненные в нестационарной постановке при анализе теплового состояния и с учётом истинной кривой деформирования при решении задачи анализа упругопластического напряжённо-деформированного состояния в реальном цикле нагружения , приведенные для момента достижения максимальных напряжений (деформаций) на рис. 2, показывают, что дефлектор имеет ограниченный ресурс по малоцикловой долговечности и его разрушение при повышенных наработках было закономерным. При этом расчет методом цилиндрических сечений показывал удовлетворительный уровень напряженности и отсутствие ресурсных ограничений по ма-
лоцикловой усталости.
В обоих примерах (рис. 1 и 2) видно существенное расхождение результатов расчетов, выполненных различными методами и несовпадение результатов расчетов по ранее использовавшимся «инженерным» методикам с результатами экспериментов.
Следует отметить, что программные комплексы, использующие МКЭ, представляют собой всего лишь инструмент, позволяющий получить достоверный результат только при разумном его использовании. Принципиальное значение приобретает квалификация специалиста.
б
а
330
280
230
180
130
i >
1
0 10
2<г, кг/мм2
40
50 с, кгс/мм
Рис. 2. Результаты сравнительного анализа напряженности (радиальные напряжения) дефлектора диска турбины, выполненные методом цилиндрических сечений (а) и методом конечных элементов (б)
Это иллюстрируется примером расчета МКЭ частот и форм колебаний рабочей лопатки турбины, выполненных при одной густоте КЭ сети, но с использованием различных типов (линейная и квадратичная аппроксимация) конечных элементов из библиотеки ANSYS. Вид разбиения лопатки на КЭ и результаты расчетов показаны на рис. 3.
На рис. 4 показано сравнение результатов расчёта частот собственных колебаний рабочей лопатки компрессора со средним значением интервала собственных частот в эксперименте и распределение расчётных и замеренных при лабораторных испытаниях напряжений на входной кромке.
Из рис. 4 видно, что при корректном моделировании компрессорных лопаток результаты анализа собственных частот и форм колебаний, а также распределения относительных напряжений по перу вполне соответствуют экспериментальным данным и, как пра-
вило, не выходят за пределы разброса для реально изготовленных серийных лопаток.
Большое значение имеет корректное задание механических свойств материала. В качестве примера на рис. 5 приведены результаты расчетов рабочего колеса турбины при различных заданиях поведения материала при нагружении: реальном задании истинной диаграммы деформирования материала и ее схематизации в упруго-пластическом билинейном виде, что достаточно распространено в расчетах по оценке несущей способности рабочих колес ГТД.
Для оценки критериев предельного состояния рабочих колес ГТД анализировались результаты разгонных испытаний до разрушения 9 дисков из титановых и жаропрочных никелевых сплавов с разрушением по меридиональному и кольцевому сечениям, проведенных в комплексе прочностной доводки ОАО «СНТК им. Н.Д. Кузнецова» (рис. 6).
Собственная частота Расхождение результатов расчетов - А %
тип элемента БОШ 95 БОШ 5
номер формы 1, Гц 1, Гц
1 352 438 24,4
2 1495 1546 3,4
3 1622 2011 24
4 1972 2306 17
5 3096 3588 16
6 4630 5058 9,2
7 5481 5902 7,7
8 5740 6322 10,1
9 5863 7170 22,3
10 6325 8173 29 2
Рис. 3. Результаты расчета частот собственных колебаний рабочей лопатки турбины при использовании различных типов конечных элементов
Форма колебаний 1-1 1-2 2-1 2-2
Расчёт 131 838 563 2153
Эксперимент 132 861 564 2140
Рис. 4. Результаты расчета частот собственных колебаний и распределение напряжений по входной кромке
рабочей лопатки компрессора
kb=1.2
Празр = 19200 об/м
Празр = 21600 об/м
Рис. 5. Результаты расчетов рабочего колеса турбины при различных заданиях поведения материала при нагружении: а - реальное задание диаграммы деформирования материала; б - билинейная схематизация
диаграммы разрушения
В качестве возможных критериев критического состояния в зависимости от его характера и специфики материалов рассматривались основные критерии, используемые в практике анализа прочности деталей при трёхмерном напряжённом состоянии:
критерий максимальных сдвиговых напряжений
ст, = max
-СТ3 2
>г,
критерий максимальных главных напряжений, ст1 >
сть;
критерий максимальных пластических деформаций, 8i > бматериал;
критерий фон Мизеса (энергетический критерий),
стэкв > СТЬ.
Расчеты напряженного состояния проводились в вычислительном комплексе ANSYS , при этом объемы дисков разбивались на конечные элементы типа 'brick' SOLID45.
а)
б)
Рис. 6. Примеры разрушения дисков при разгонных испытаниях: а - диск вентилятора из титанового сплава ВТ-8 с разрушением по кольцевому сечению, частота вращения при разрушении т=8200 об/мин; б - диск 1-ой ступени турбины из жаропрочного никелевого сплава ЭП-742ВД,
частота вращения при разрушении т=13590 об/мин
Между деталями испытуемой сборочной единицы (проставка - диск; диск - болт; диск - гайка; болт -проставка и пр.) смоделированы контакты с использованием контактных элементов типа 'surface-to-surface' CONTA173, TARGE170.
Результаты проведенных расчетов показывают, что наибольшее схождение результатов расчетного и экспериментально определенного критического состояния дисков имеет критерий максимальных сдвиговых напряжений. При этом расхождение между результатами расчетного и экспериментального определения разрушающей частоты вращения испытуемых дисков составляло от -0,7% до +3,8%.
Приведенные на рис. 5 и 6 данные говорят о необходимости реального задания диаграммы разрушения материала. Часто применяемая билинейная упруго-пластическая схематизация диаграммы разрушения приводит к существенному завышению расчетных запасов прочности, что не идет в «запас прочности».
Основой точности вычислений может служить тестирование вычислений по результатам эксперимен-
тов, а залогом достоверности результатов расчетного определения НДС деталей - перенос опыта тестирования на расчеты других подобных конструкций. При этом расчетные модели основных деталей и узлов должны уточняться в течение всего жизненного цикла двигателя по мере проведения испытаний и получения новых данных по их тепловому состоянию, условиям нагружения и эксплуатации.
На рис. 7-10 показаны некоторые примеры тестирования вычислительного комплекса ANSYS по сравнению с приведенными экспериментами.
На рис. 7 приведены результаты экспериментального и расчетного определения частот и форм собственных колебаний диска турбины. Расчет проводился с использованием свойств циклической симметрии расчетной модели. Собственные частоты и формы колебаний определены путем расчета сектора рабочего колеса с четырьмя лопатками и циклически симметричными граничными условиями.
На рис. 8 приведены результаты расчетного и экспериментального определения частот и форм собственных колебаний лопаток компрессора.
26900 21900 16900 11900 6900 1900
í^r"т Т
— О- Эксперимент МКЭ
—т—
2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13
Число узловых диаметров, m
Рис. 7. Результаты экспериментального и расчетного определения частот и форм собственных
колебаний диска турбины
Форма колебаний Эксперимент, Гц МКЭ*, Гц (расх. с эксп.,%)
F1 2830 2851 (0.7%)
F2 6730 6768 (0.6%)
F3 10680 10747 (0.6%)
F4 16020 15970 (0.3%)
F5 20130 19551 (3.0%)
F6 22294 22166 (0.6%)
F7 24117 23448 (2.8%)
F8 - 29140
F9 - 31756
F10 - 35716
Рис. 8. Результаты расчетного и экспериментального определения частот и форм собственных колебаний лопаток компрессора
Из приведенных на рис.8 данных следует, что корректный выбор типа конечного элемента и плотности разбиения позволяет получать результаты расчетов, практически совпадающие с результатами экспериментов.
На рис. 9 приведены результаты расчетного и экспериментального определения устойчивости внутреннего корпуса камеры сгорания под действием внешнего давления.
В процессе проведения контрольно-сдаточных испытаний (КСИ) двигателя НК-38СТ регулярно наблюдался повышенный уровень вибраций в опорах роторов, что приводило к систематическим дефектам двигателя. Аналогичные явления наблюдались и при эксплуатации других ГТУ [1].
На рис. 10 приведены результаты оптимизации регламента прогрева конвертированного из авиационного двигателя НК-93 промышленного ГТУ НК-38СТ, выполненные путем КЭ расчета модели двигателя в условиях нестационарного прогрева в процессе запуска и выхода на режим в комплексе ANSYS. Из приведенных данных видно, что внедрение результатов расчетов в регламент прогрева двигателя, обеспечившего расчётную работу посадок элементов ротора высокого давления и расчётное значение его критиче-
ской частоты вращения, позволило существенно снизить уровень вибрационных нагрузок и избежать ряда дефектов, которые имели место да оптимизации регламента прогрева двигателя при КСИ.
После внедрения оптимизированного регламента прогрева двигателя после длительной стоянки дефект был устранен и впервые двигатель НК-38СТ (заводской номер 104) отработал межремонтный ресурс.
Из приведенных на рис. 7-10 данных видно, что точность расчетов при принятых методах разбиения, выборе типов КЭ и граничных условиях совпадает с точностью экспериментальных данных. Поэтому данные методики в дальнейшем были перенесены на расчеты других подобных узлов.
Подобный подход к расчетам конструкций апробирован и дал удовлетворительные результаты не только для расчетов на прочность и колебания, но и для газодинамических и термодинамических расчетов и компьютерной отработки технологических процессов. На рис. 11 показан пример расчета камеры сгорания двигателя НК-38СТ: мощность 16 МВт; степень сжатия тсК = 26,47, температура перед турбиной 1503 К; КПД 38% с использованием программного комплекса Fluent.
/
Устойчивость Критическая нагрузка, атм. Количество волн потери устойчивости
Эксперимент 26 20
Расчет 28,9 20
Рис. 9. Результаты расчетного и экспериментального определения нагрузки упругой потери устойчивости внутреннего корпуса камеры сгорания под действием внешнего давления
Рис. 10. Пример оптимизации регламента прогрева промышленного ГТУ НК-38СТ по результатам расчета задачи нестационарного теплового состояния двигателя в процессе его запуска и прогрева из «холодного состояния»
РЫ0х_ДАГ-16 О Ы0х_!МР-3010Р Д СО_Газохром 3101 о СР_ДАГ-16 о С0_!МР-3010Р
900
920
940
960
980
000
1020
1040
Рис. 11. Результаты расчета камеры сгорания двигателя НК-38СТ: а - вид камеры сгорания; б - расчет процесса горения; в - радиальная эпюра поля температур; г - результаты экспериментального определения эмиссии вредных выбросов при испытании камеры сгорания в составе двигателя
Следует отметить, что корректная отработка метода расчета камеры сгорания по результатам экспериментальных данных ранее созданных камер сгорания позволила практически без экспериментальной доводки, на первом же экземпляре камеры сгорания получить требуемые параметры. Оптимизация количества и расположения горелок позволила минимизировать эмиссию вредных веществ до уровня, превышающего лучшие зарубежные образцы при данной
степени сжатия за компрессором (рис.12) [2].
Из приведенной на рис.12 статистики видно, что практически достигнут теоретически минимальный уровень вредных выбросов. При этом обеспечена минимизация отклонений радиальной и окружной эпюры поля температур за камерой сгорания, что гарантирует надежную работу сопловых аппаратов турбины и повысило КПД турбины на 0,5%.
1000
100
10
1
1100 26
♦ Оепега! Е!екИс □ в1етеп8 Д ДББ х АИ-336 жАЛ-31 о НК-36СТ о НК-38СТ
о 0
0 0
-о- -1М-600Г -
♦ ♦ ■ ♦ НК- 38 **
J ♦
^ - ▲ КБ-211 О НК-14Э
— ■* 1
__—
1200 28 10
1300 32 15
1400 35 20
1500 37 25
1600 40 30
Тг, К
КПД эфф, % п к
Рис. 12. Статистика выбросов NOx промышленных ГТУ в зависимости от параметров работы двигателя (по данным Всероссийского теплотехнического института)
Время создания малоэмиссионной камеры сгорания, включая проектирование, изготовление и испытание, составило менее года. В настоящее время 5 двигателей НК-38СТ с малоэмиссионными камерами сгорания эксплуатируются на компрессорных станциях магистральных газопроводах ОАО «Газпром». Наработка лидерного двигателя превысила 1000 часов, замечаний по работе камер сгорания нет. Эксплуатация двигателей с разработанными малоэмиссионными камерами сгорания продолжается.
На основе опыта отработки малоэмиссионной камеры сгорания двигателя НК-38СТ разработана, изготовлена и испытана в составе двигателя малоэмиссионная камера сгорания двигателя НК-36СТ/НК-37СТ. Наработка подобной малоэмиссионной камеры сгорания двигателя НК-37 в составе ГТ ТЭС составляет около 8000 часов.
Выводы:
1. Широкое внедрение в практику проектирования расчетов методами конечных элементов требует коррекции (как в отношении регламентируемых запасов, так и в отношении обеспечения корректности моделей) норм прочности как авиационных двигателей, так и двигателей промышленного назначения, которые в настоящее время ориентированы в основном на расчеты «инженерными» методами.
2. Сравнение запасов прочности по несущей способности конструкций, выполненное МКЭ и разработанными в настоящее время «инженерными» методами, показывает достаточную сходимость результатов.
3. Величины «местных» напряжений при расчетах «инженерными» методами и МКЭ могут сильно отличаться, при этом расчеты МКЭ при обеспечении корректности модели достаточно точны и позволяют с достаточной степенью достоверности оценивать напряжённо-деформированное состояние деталей в зонах концентрации напряжений и соответственно расчетную малоцикловую долговечность конструкций на этапе проектирования.
4. В настоящее время можно рекомендовать использование расчетов МКЭ для определения частот и форм колебаний конструкций и оценок местных напряжений с целью определения малоцикловой долговечности деталей. При этом ограничивать величину местных напряжений пределом текучести не имеет смысла.
Работа выполнена при финансовой поддержке Правительства Российской Федерации (Минобрнау-ки) на основании Постановления Правительства РФ №218 от 09.04.2010.
Статья поступила 063.03.2014 г.
Библиографический список
1. Фалалеев С.В., Новиков Д.К., Балякин В.Б., Седов В.В. Торцовые газодинамические уплотнения: монография. Самара: Самарский научный центр Российской академии наук, 2013. 300 с.
2. Федорченко Д.Г., Цыбизов Ю.И., Лавров В.Н. Пути сни-
жения эмиссии вредных веществ двигателя НК-93 со сверхвысокой степенью двухконтурности // Научно-технический конгресс по двигателестроению (9-й Международный Салон «Двигатели 2006»): сб. докладов. М., 2006.
