CC BY
17
УДК 621.51.226.2.53
С.С. Калачев, А.А. Хориков Центральный институт авиационного моторостроения, Россия
РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ НДС ПРИ КОЛЕБАНИЯХ ВЕНТИЛЯТОРА БЛИСКОВОЙ КОНСТРУКЦИИ
Изложены результаты расчетно-эксперименталъного исследования напряженно-деформированного состояния высоконапорного вентилятора блисковой конструкции в рабочих условиях. Особое внимание уделено вопросу равенства парциальных частот отдельных элементов вентилятора, при котором происходит резкое изменение распределений напряжений в этих элементах, и становится возможной потеря динамической устойчивости. Проведена аналогия с широко известным явлением потери динамической устойчивости лопаток при сближении (перестроений) их изгибных и крутильных форм колебаний.
Лопатки, ротор, блиски, формы колебаний, потеря устойчивости, узловой диаметр.
В настоящее время все большее распространение получают блисковые ротора вентиляторов. Такое конструктивное решение позволяет избавиться от замковый соединений и привлекательно тем, что позволяет уменьшить количество деталей и снизить массу ротора, и, следовательно, всего двигателя. Последнее часто представляется, чуть ли не в качестве главного требования к новым разработкам.
Однако снижение массы приводит к снижению инерционности элементов ротора, а при сохранении классической барабанно-дисковой конструкции сопровождается еще и снижением его жесткости. Также благодаря устранению замковых соединений практически полностью исчезает конструкционное демпфирование. Таким образом, в эксплуатационных условиях в блиско-вых роторах можно ожидать более сильные колебания, нежели в роторах традиционной конструкции, что может привести к неожиданным последствиям.
В процессе анализа результатов испытаний перспективного трехступенчатого вентилятора блисковой конструкции были замечены колебания рабочей лопатки 1-й ступени на частоте, характерной для 1-й изгибной формы колебаний рабочей лопатки 3-й ступени, и колебания рабочей лопатки 3-й ступени на частоте, соответствующей 1-й крутильной форме колебаний рабочей лопатки. При частоте вращения n = 75% эти частоты колебаний составили 532 и 550 Гц соответственно. Анализ сдвигов фаз колебаний лопаток показал, что этим колебаниям условно можно приписать количество узловых диаметров
© С.С. Калачев, А.А. Хориков, 2008
т = 1...1,5. Также были обнаружены сильные осевые вибрации с этими же частотами, что нехарактерно для резонансных колебаний и флаттера лопаток. Для исследования этого феномена с помощью программного комплекса А№У8 был проведен комплекс расчетов колебаний рабочих лопаток:
— Расчеты колебаний изолированных лопаток 1.3-й ступеней с учетом податливости диска;
— Расчеты совместных колебаний венцов лопаток с диском для 1-й и 3-й ступеней (отдельные ступени);
— Расчеты колебаний ротора вентилятора в сборе.
По результатам расчетов изолированных лопаток с учетом податливости диска получены зависимости частот колебаний лопаток от частоты вращения. На рисунке 1 представлены зависимости частот 1-й крутильной формы колебаний лопатки 1-й ступени и 1-й изгибной формы лопатки 3-й ступени. Также к ним добавлена кривая зависимости частоты 1-й формы колебаний диска 2-й ступени. Из представленного рисунка видно, что эти три графика пересекаются между собой и с кратностью к = 4 при частоте вращения п = 75.80%. На основании проведенного расчета логично было бы ожидать при п = 80% колебаний лопаток обоих ступеней с частотой примерно равной 570 Гц. Поскольку это не совсем согласуется с экспериментально замеренными частотами колебаний, а также не дает объяснения появлению осевой составляющей вибрации, были выполнены расчеты колебаний блисков 1-й и 3-й ступеней (лопаточный венец+диск).
ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2008
- 73 -
§ щ
Ь£ р
§ ш
} /
у
/
40 60 80 100 _Частота вращения п. %_
- 1-я крутил ьнаа фррш^^ебзнйй Шетупени
- } й с Эксперимент
- К=4_
тильная форма колебаний лопатки 1-й ступени и 1-я изгибная форма колебаний лопатки 3-й ступени, остались таковыми только при количестве узловых диаметров т = 2 и более. При количестве диаметров т = 0 и т = 1 они превратились в формы продольных и изгибных колебаний ротора соответственно. При этом точка их пересечения исчезла (рисунки 3 и 4), вместо нее появилось характерное для перестроения изгиб-ной и крутильной форм колебаний лопатки «горло». В дальнейшем будем их называть соответственно их месту на частотной диаграмме верхняя (синяя) и нижняя (красная).
Рис. 1. Частоты колебаний для изолированных лопаток 1-й и 3-й ступеней и диска 2-й ступени
Из представленных на рисунке 2 графиков форм колебаний лопаток 1-й и 3-й ступеней при количестве узловых диаметров т = 1, полученных по результатам этих расчетов, видно, точка их пересечения переместилась с п ~ 75...80% за пределы рабочего диапазона частот вращения и находится на п ~ 118%. При других количествах узловых диаметров картина аналогична. Сходство с экспериментальными частотами также недостаточно, что наводит на мысль о выполнении расчетов колебаний ротора целиком.
Рис. 3. Частоты колебаний ротора при т = 0
Рис. 2. 1-я крутильная форма колебаний РЛ 1-й ступени
и 1-я изгибная форма колебаний РЛ 3-й ступени по результатам расчетов отдельных рабочих колес при т=1
При анализе результатов расчета колебаний ротора вентилятора было обнаружено, что формы колебаний, ранее представлявшиеся как 1-я кру-
Рис. 4. Частоты колебаний ротора при т = 1
Наиболее ярко это горло заметно при количестве узловых диаметров т = 0, однако, исходя из результатов эксперимента, наибольший интерес представляет пара форм при т = 1.
НДС ротора при колебаниях по нижней форме с т = 1 выглядит следующим образом. НДС венца лопаток 1-й ступени соответствует 1-й крутильной форме ее собственных колебаний с т = 1, а НДС лопатки 3-й ступени соответствует ее 1-й изгибной форме также при т=1 (рисунок 5). При этом линии их узловых диаметров имеют угловое смещение ~ 40° (рисунок 6). Также заслуживает внимание смещение на 90° узлового диаметра в диске 1-й ступени относительно узлового диаметра в венце лопаток этой же ступени (рисунок 7).
Рис. 5 Распределение напряжений при
Рис. 6 Расположение узловых диаметров 1-й и 3-й ступеней при колебаниях по нижней форме (т = 1, п = 100%)
Таким образом, в деформированном состоянии ротор не только изогнут, но и закручен «штопором». Вероятно, этим и объясняется наличие в спектре пульсаций воздушного потока составляющих, соответствующих сдвигу фаз колебаний лопаток с количеством узловых диаметров т = 1.1,5, вместо твердой 1. Также наличие из-гибных колебаний ротора объясняет появление осевой вибрации.
При п = 0 0.100% напряжения максимальны в рабочей лопатке 3-й ступени, при п > 100% — в лопатке 1-й ступени. Верхняя форма колебаний в целом аналогична нижней, за исключением того, что напряжения максимальны в лопатке 1-й ступени во всем диапазоне частот вращения. При этом распределение напряжений постоянно меняется.
Дополнительно на рисунке 8 показано распределение вибрационных напряжений при ко-
по нижней форме (т = 1, п = 100%)
Рис. 7 Взаимное расположение узловых диаметров в диске и лопатках 1-й ступени при колебаниях по нижней форме (т = 1, п = 100%)
лебаниях ротора по верхней форме с т = 1, а на рисунке 9 по нижней форме с т = 0.
Рис. 8 Распределение напряжений при колебаниях по верхней форме (т = 1, п = 100%)
1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2008
- 75 -
Рис. 9 Распределение напряжений при колебаниях по нижней форме (т = 0, п = 100%)
Таким образом, при проектировании роторов блисковой конструкции необходимо учитывать, что если по результатам расчетов отдельных ступеней (или изолированных лопаток) обнаружено наличии пересечения изгибной формы лопаток одной ступени с крутильной формой лопаток другой ступени, то следует учитывать возможность возникновения их совместных колебаний в составе ротора. Это вызвано тем, что блис-ковый ротор колеблется как единая деталь и
формы колебаний лопаток являются составными частями его форм колебаний. Согласно общей теории колебаний, при сближении парциальных частот колебаний любой системы происходит потеря ее динамической устойчивости. В нашем случае это означает, что значительно возрастает вероятность возникновения опасных колебаний всего ротора. В двигателестроении аналогичное явление известно для лопаток турбо-машин при сближении (перестроении) изгиб-ной и крутильной форм колебаний.
Литература
1. Ножницкий Ю. А. Разработка ключевых (критических) технологий для создания нового поколения для создания нового поколения газотурбинных двигателей. — Сборник «Новые технологические процессы и надежность ГТД.» Вып. 1. Блиски и блинги турбомашин. — Москва, ЦИАМ, 1999, - С. 534.
2. Хориков А.А. О возможности возникновения классического флаттера рабочих лопаток турбомашин. Проблемы прочности, 1976, №3, — С. 25.28.
Поступила в редакцию 30.05.08
Рецензент: д-р техн. наук, проф. Фишгойт А.В., Центральный институт авиационного моторостроения им. Баранова, г. Москва.
BuKnadehope3yAbmamupospaxyHKoeo-eKcnepuMenmaAbHoeo docAidwenm nanpyweno-de-popMoeanozo cmany eucoKonanopnozo eenmuAnmopa 6AucKoeoi KoncmpyK^i e po6onux yMo-eax. Oco6Auey yeazy npudiAeno numannm pienocmi nap^aAbnux nacmom oKpeMux eAeMenmie eenmu^nmopa, npu MKoMy eid6yeaembcn pi3Ka 3Mina po3nodiAie nanpyz y цux eneMenmax, i cmae MowAueom empama dunaMinnoi cmiuKocmi. npoeedeno anaAozim i3 mupoKo eidoMuM neuw,eM empamu dunaMinnoi cmiuKocmi AonamoK npu з6Auweннi (nepe6ydyeam) ix euzunnux i Kpy-muAbnux popM KoAueanb.
Results are stated is calculating-experimental research of the stressed-strained state at blisk designs fan fluctuations in operating conditions. Calculations are spent by a method of final elements and compared with results of the spectral analysis of dynamic processes. The special attention is given an equality question frequencies of separate elements of the fan at which there is a sharp change of distributions of stresses in these elements, and there is possible a loss of dynamic stability. The analogy to widely known phenomenon of loss of dynamic stability of shovels is spent at approchement of their flexible and torsion forms of fluctuations.
