CC BY
20
УДК 629.7.036:539.4
А. Н. Михайленко, Т. И. Прибора
ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ ТОЛЩИНЫ ОБОЛОЧКИ ВАЛА КВД НА СТАТИЧЕСКУЮ И ДИНАМИЧЕСКУЮ
ПРОЧНОСТЬ
Рассмотрены вопросы, возникающие при проектировании роторов ГТД, а именно, вала КВД. Выделены основные конструктивные особенности вала, совокупность нагрузок, действующих на вал. Представлены расчетные и экспериментальные выводы по влиянию толщины оболочки вала на статическую и динамическую прочность.
Одно из основных требований, предъявляемых к современным конструкциям газотурбинных двигателей (ГТД), — обеспечение их достаточной надежности и долговечности при условии минимальных габаритных размеров и веса.
Ротор современного ГТД представляет собой конструкцию, состоящую из конструктивных элементов различной жесткости: диски, проставки, конические и цилиндрические оболочки, валы (рис. 1). Неравномерный нагрев ротора со значительными величинами перепадов температур и давлений, сложным законом их распределения в сочетании с осевыми, центробежными силами, изгибающими и крутящими моментами, динамические нагрузки (гироскопические) при выполнении эволюций летательного аппарата (ЛА) создают сложную картину статического и динамического нагружения конструкции.
В настоящей работе рассмотрены вопросы обеспечения ресурса и надежности одного из основных элементов конструкции ротора турбокомпрессора, вала ротора КВД.
При проектировании роторов КВД ГТД мно-говальных машин увеличение наружного диаметра оболочки вала КВД позволяет решить вопросы технологичности изготовления валов и дисков ротора, вопросы обеспечения надежности болтового соединения фланца диска последней сту-
пени компрессора и фланца диска ТВД с соответствующими фланцами вала; вопросы сборки, балансировки ротора. Обязательным условием проектирования является минимизация веса конструкции ротора ТК для заданных запасов статической и динамической прочности. Увеличение наружного диаметра оболочки вала предполагает уменьшение толщины этой оболочки. Толщина оболочки вала должна обеспечивать условия прочности и надежности, поэтому задача проектирования — определение оптимальной толщины оболочки вала при выбранном диаметре.
Одной из функций турбокомпрессора является обеспечение приводов агрегатов, которые на работающем двигателе обеспечивают жизнедеятельность всех систем.
При эксплуатации двигателя в валах роторов возникают напряжения кручения — от передаваемого крутящего момента; напряжения изгиба — от сил веса роторов с учетом перегрузки и гироскопических моментов, возникающих при эволюции ЛА; напряжения растяжения — от действия осевого усилия турбины и компрессора.
В данной работе приведен пример расчетной и экспериментальной доводки вала КВД.
Напряжения в валах и запасы усталостной прочности определяются в местах действия на валы максимальных крутящих и изгибающих
Рис. 1. Конструкция ротора турбокомпрессора
© А. Н. Михайленко, Т. И. Прибора, 2009
- 50 -
моментов, минимальных моментов сопротивления и в местах наибольшей концентрации напряжений.
Величина эквивалентного напряжения определяется по зависимости:
Г 2 2
= ^ (аИ + аР ) + 3т КР ,
где а тах — максимальное эквивалентное напряжение, соответствующее рассматриваемому режиму нагружения и определенное с учетом одновременного действия осевой силы, крутящего и изгибающих моментов, от перегрузки, гироскопического эффекта, возникающего при эволюции ЛА в полете;
а и — напряжение изгиба от действия гироскопического момента и перегрузок;
а р — напряжение растяжения от действия осевой силы;
т кр — напряжение кручения от действия крутящего момента;
«2 — запас по сопротивлению усталости вала
в расчетном сечении при одновременном действии изгиба и кручения;
Кв — запас статической прочности вала по эквивалентным напряжениям.
В таблице 1 приведены результаты расчетного исследования вала КВД с различной толщиной стенки. Утонение стенки вала приводит к недопустимому увеличению уровня напряжений в вале. Вал, выполненный по чертежу, в пределах допуска (И = 1,35) и усиленный вал (И = 1,6) имеют надежные запасы прочности.
Кроме оценки статической прочности, выполняется оценка динамической прочности заднего вала ТК. Так как у ротора всегда имеется некоторая неуравновешенность, то следует определять критическое число оборотов на режиме прямой синхронной прецессии.
Выполнены расчеты по определению первой критической частоты вращения, определены формы собственных колебаний вала (табл. 2).
Проведены расчетные работы по определению влияния утонения цилиндрической части вала КВД двигателя на рост динамических напряжений.
Согласно расчетам, при уменьшении толщины стенки до 1,15 мм собственная частота обо-лочечных колебаний с двумя, тремя и четырьмя узловыми диаметрами снижается на 13%.
В конструкции рассматриваемого нами турбокомпрессора в компрессоре связь роторных деталей осуществляется фланцевыми соединениями с затяжкой болтовых стыков. Основой фланцевого крепления дисков является следующая схема: центровка по диаметру, болтовое соединение. Условие нераскрытия стыка имеет вид:
Ул > 2'5-4,
где с1 —диаметр отверстия под болт;
t — расстояние между центрами отверстий по окружности (шаг отверстий).
В турбине соединение роторных деталей выполнено при помощи конических призонных болтов. В этом случае центровка собираемых деталей осуществляется по конусу болта.
На ротор турбокомпрессора действуют импульсы от потока воздуха и газов. Силы, действующие на лопатки турбокомпрессора и передаю -
Таблица 1 — Приведенные эквивалентные напряжения
а
Толщина стенки вала т кр , МПа ар, МПа аИ, МПа атах , МПа «2 Кв
1,15 мм 67,5 161,1 22,0 217,2 3,84 2,99
1,2 мм 64,6 154,3 21,1 208,1 4.01 3,12
1,35 мм (1,6 - допуск 0,25) 57,4 137,1 18,8 184,9 4,51 3,52
1,6 мм 48,4 115,6 15,8 155,9 5,36 4,17
Таблица 2 — Формы собственных колебаний вала
Передняя опора а2 -10"1, м/Н Пкр1, об/мин Пкр2, об/мин
а1 -10"1, м/Н Ръ Н
1 0 2135
2 25 > 600 10 8882 12214
3 205 < 600 10 3457 11040
4 205 13,2 3438 10075
1727-0219 Вестник двигателестроения № 1/2009
— 51 —
щиеся на вал, зависят от числа рабочих и спрямляющих лопаток.
Внешние силы, действующие на ротор, могут возникать и от других причин. Например, со стороны шестерен на вращающийся вал может действовать сила, возникающая от разно-размерности толщины зуба шестерен, равномерности шага зуба, коррекции зубчатого зацепления.
В турбокомпрессоре источником возбуждения резонансных крутильных колебаний является первая роторная гармоника верхнего горизонтального валика (1,35/^), связанного с передним валом КВД зубчатым зацеплением.
Для исследования выбраны валы с различными толщинами оболочки, установленные на вибростенд. Определены формы и частоты собственных колебаний указанных валов.
В качестве подтверждения теоретических расчетов было выполнено тензометрирование заднего вала КВД, исходного профиля. Тензометри-рование показало, что действующие динамические напряжения не превышают значений:
— от оболочковых колебаний цилиндрической части вала — ±3 МПа;
— от изгибных колебаний ротора ВД — ±6 МПа;
— от крутильных колебаний ротора ВД — ±17 МПа.
Незначительный уровень динамических напряжений, замеренных в заднем вале КВД, подтверждает работоспособность вала КВД.
Тензометрирование заднего вала КВД с толщиной цилиндрической части 1,15......1,2 мм показало:
— величина динамических напряжений по оболочковым и изгибным формам колебаний практически не изменилась по сравнению с напряжениями в вале с толщиной стенки 1,3 мм;
— резонансные крутильные колебания ротора вследствие снижения собственных частот крутильных колебаний системы сместились в зону частот вращения, соответствующих высоким режимам работы двигателя;
Для отстройки заднего вала КВД от резонансных крутильных колебаний по гармонике 1,35/д в диапазоне рабочих режимов двигателя разработан усиленный задний вал КВД с ребрами жесткости.
Для определения характера и уровня динамических напряжений, возникающих при оболочковых (стоб ), изгибных (стИ) и крутильных (ткр) колебаниях усиленного заднего вала КВД, было проведено тензометрирование данного вала на однокаскадном газогенераторе в условиях испытательного стенда.
В исследованном диапазоне режимов работы газогенератора крутильных колебаний заднего вала не обнаружено.
Уровень возбуждения крутильных колебаний, который выражается величиной виброскорости по гармонике К = 1,35/д , при данном исследовании составлял V = 5 мм/с, что практически составляет максимально возможную величину.
Величина динамических напряжений по оболочковым и изгибным формам не изменилась по сравнению с напряжениями в неусиленном
вале (стоб = 5 МПа, ст И = 15 МПа).
То есть, испытания также показали зависимость динамики вала от величины толщины оболочки вала.
На рисунке 2 показаны места усиления вала. Это цилиндрическая часть вала, места перехода к конусам, конуса (за счет увеличения наружного диаметра на 0,8 мм), передний фланец тоже усилен на 1,25 мм.
Проведенный анализ материалов исследования позволил сделать вывод, что уменьшение размера толщины оболочки вала приводит к снижению собственных частот оболочечных колебаний. В свою очередь снижение собственных частот оболочечных колебаний приводит к резкому росту вибрационных напряжений, уменьшающих ресурс надежной работы вала.
Выполненные исследовательские работы подтвердили результаты расчетов и правильность внедренных мероприятий по усилению заднего вала КВД, результатом чего стала устойчивая и надежная работа турбокомпрессора.
Поступила в редакцию 11.07.2008
Розглянуто питания, що виникають при проектувант pomopie ГТД, а саме, валу КВТ. Видыено oсиoвиi конструктивш oсoбливoсmi валу, сукуптсть навантажень, що дтть на вал. Представлено poзpахуикoвi й експериментальш висновки щодо впливу товщини обо-лонки валу на статичну та дииамiчиу мщтсть.
The article discusses the issues arising when designing gas turbine engine rotors, especially a high-pressure compressor shaft, with the fundamental shaft design features and cumulative loads affecting the shaft underscored. Rated and developmental conclusions concerning the shaft casing thickness influence on its static and dynamic strength are provided.
ISSN1727-0219 Вестник двигателестроения № 1/2СЮ9
- 53 -
