книги из ГПНТБ / Зальцман М.М. Прочность и колебания элементов конструкций ГТД конспект лекций
.pdfгде é>g - предел прочности материала лопатки.
Температура лопаток последних ступеней компрессоров может быть достаточно высокой и тогда запас прочности определяется, как и для лопаток турбин.
Допускаемые запасы прочности для лопаток компрессоров и турбин кmi,, 1,8-2,3 (большие значения относятся к литым ло паткам, меньшие - к штампованным). Заметим, что чрезмерные запа сы прочности свидетельствуют о перетяжеленности лопаток, что мо жет привести к значительному увеличению веса всей конструкции. Лопатка имела бы наименьший вес, если бы запас прочности был во всех ее сечениях одинаковым и близким к минимально допустимому. Однако практически спроектировать и выполнить такую лопатку нель зя. В периферийной части, где нагрузка снижается до нуля на кон це лопатки, площади сечений должны были бы сильно уменьшаться. Лопатка в этой части была бы очень тонкой, недостаточная изгибная жесткость явилась бы причиной повышенных вибраций. Корневую часть лопатки турбины для уменьшения запаса прочности тоже сле довало бы выполнить более тонкой. Это усложняет технологию изго товления лопатки и ухудшает плавность перехода от замковой части к профильной.
Как было показано выше, изменение запаса прочности по длине лопатки турбины и положение опасного сечения зависят от распреде ления температуры, которая определяет величину предела длитель ной прочности материала. Температура лопатки зависит от способа ее охлаждения и от температурного поля газового потока на выходе из камеры сгорания. Наивыгоднейшим является такое изменение тем пературы, при котором она снижается к корневому сечению. Тогда
• наиболее нагруженной части лопатки будет соответствовать более высокий предел длительной прочности материала.
2.8. Особенности расчета шарнирно закрепленных лопаток
Шарнирное крепление лопаток к диску, применяемое в осевых компрессорах, является эффективным способом разгрузки лопаток от изгибающих напряжений в плоскости вращения. При вращении лопатка занимает такое положение, при котором обеспечивается равенство
изгибающих моментов от газодинамических и инерционных сил отно сительно линии контакта лопатки со штифтом (на рис.2.19 эта линия проектируется в точку fl).
Суммарные изгибающие моменты, дейст вующие в корневом и других сечениях лопатки, не равны нулю, но сравнительно малы, в при ближенных расчетах их можно принять равными 0,1-0,2 от момента, действующего на жестко закрепленную лопатку.
В более точных расчетах необходимо оп ределять выносы уі центров тяжести сечений в плоскости качания лопатки, получившиеся при ее отклонении. Для этого рассматривают равновесие сил относительно точки й . Можно воспользоваться формулами (2.24) и (2.25), внеся поправку в величину момента от газовых сил,принимая( £ = I , и заменяя R, радиусом RA
В осевой плоскости RO* |
выносы цент |
ров тяжести сечений шарнирных |
лопаток |
Рис.2.19. Схема уравновешивания моментов от газо динамических и центробежных сил при шарнирном креплении лопатки
определяются как для жестко заделанных. В остальном расчет изгибающих моментов и напряжений изгиба от газодинамических и
центробежных сил производится так же как
для жестко заделанной лопатки.
2.9.Понятие о расчете охлаждаемых лопаток турбин
сучетом пластических деформаций и ползучести
Всовременных авиационных двигателях максимальная темпера тура газа перед турбиной непрерывно возрастает, что приводит к необходимости внутреннего охлаждения рабочих лопаток первых сту пеней. В настоящее время наиболее часто применяют охлаждение воз духом, протекающим по каналам или полостям, образованным внутри пера лопатки. При этом получается неравномерный нагрев лопатки по ее сечению. В то время как средняя температура близка к тем пературе неохлаждаемой лопатки, разница в температуре кромок и
52
средней части может составлять 50-200° в зависимости от конст рукции охлаждения.
Значительный перепад температуры по сечению приводит к по явлению в отдельных точках больших температурных напряжений, до стигающих 2000-2500 дан/см^. Эти температурные напряжения скла дываются с напряжениями от внешних сил и вызывают деформацию пол зучести в наиболее нагруженных точках профиля. На некоторых участках имеют место уже не упругие, а пластические деформации. Пластические деформации и ползучесть приводят к перераспределе нию напряжений по сечению: более нагруженные точки разгружаются,
аменее нагруженные догружаются.
Сучетом упруго-пластических деформаций и ползучести рас считываются . все охлаждаемые лопатки в средних сечениях. Для по лучения достоверной.картины напряженности сечения необходимо брать большое количество расчетных точек в сечении. Такой расчет возможен только с использованием ЭЦВМ. Основную трудность в та ких расчетах представляет получение исходных данных по распреде лениютемпературы по сечению лопатки с учетом охлаждающих от верстий. Такие данные можно получить на аналоговых машинах.
Уточненный расчет существенно влияет на запас прочности, причем учет влияния ползучести приводит к увеличению минимально го запаса прочности лопаток. Так, например, более нагретые кром ки лопаток разгружаются за счет температурных напряжений сжатия.
Нельзя, однако, забывать и о другом влиянии ползучести, ко торая приводит к некоторому уменьшению радиальных зазоров в тур бине по времени.
Кроме того, как уже отмечалось ранее, более высокие темпе ратурные напряжения возникают на нестационарных режимах работы двигателя (разгон и торможение). Сочетание напряжений от центро бежных и газодинамических сил с повторными температурными напря жениями при наличии остаточных деформаций может явиться причиной разрушения лопаток. Поэтому охлаждаемые лопатки проверяют экспе риментально на циклическое изменение нагрузок, при котором число циклов в 3-4 раза превышает число циклов, возможное в эксплуа тации.
2.10. Расчет полки лопатки
Полка лопатки турбины (рис.2.20) в работе нагружается цент-
робежными силами, вызывающими в ней напряжения изгиба. Обозна чим средний радиус полки ^c f > , толщину полки - & - объем части полки, создающей центробежную силу, ѴЙВС1> - плотность материа ла' лопатки jo и угловую скорость вращения ротора cù . Тогда центробежная сила
|
P=pcù2V |
|
• ,Ç . |
|
|
S |
fiSCD cp |
|
|
|
Изгибающий момент от этой силы |
|
||
|
M = |
Ph. |
|
|
|
Момент сопротивления изгибу в сечении |
АО |
||
|
|
z |
|
|
|
W. |
6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
Напряжение изгиба в сечении flß полки |
|
||
Рис.2.20. К расче- |
, |
_ |
6Ph |
(2.34) |
ту полки лопатки |
и~ иі |
~ |
Р,^г |
|
турбины |
' » |
|
|
|
Запас прочности определяется как отношение предела длитель ной прочности материала лопаток при рабочей температуре полки к напряжению изгиба Л- • и должен быть не менее 1,5.
Г л а в а 3. ПРОЧНОСТЬ КРЕПЛЕНИЯ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Наиболее распространенными в конструкциях современных авиа ционных двигателей являются три способа крепления к дискам рабо чих лопаток компрессоров и турбин. К ним относятся: замок типа 'ласточкин хвост" (трапециевидный), замок "елочного" типа и шар нирное крепление. Нике рассматривается прочность элементов кон струкции перечисленных замков. Расчет включает проверку прочнос ти как замковой части лопатки, так и замковых элементов конструк ции диска (барабана), воспринимающих нагрузку от лопатки.
При проверочном расчете замков на прочность принимают во внимание только центробежную силу лопатки, так как другие на грузки не создают значительных напряжений в замке. Исключение составляет проверка на смятие поверхностей замка типа "ласточкин хвост", где учитывается суммарный изгибающий момент от газодина мических и центробежных сил.
Если поверхность обода диска, на которой размещаются лопатки, не цилиндрическая, а ко ническая (рие.З.І), то полная центробежная сила лопатки Рцп раскладывается на нормаль ную составляющую РцЛ, нагружающую замок, и составляющую Ри.л, направленную вдоль лаза. Вторая составляющая нагружает фиксирующий штифт, который проверяется на изгиб, смятие и срез.
В дальнейших рассуждениях под центробеж ной силой лопатки будем понимать ее нормальную составляющую.
3.1. Расчет замка типа "ласточкин хвост"
Расчетная схема замкового соединения изображена на рис.3.2. Глубина замка & обычно составляет 6-12? от длины лопатки.Угол об
выбирается в пределах 15-20 От действия центробежной силы ло55
патки Рц на боковых гранях замка возникают нормальные силы N Из условия равновесия лопатки
о
(3.1)
2sin cL
Такие se силы приложены со стороны лопаток к замковому выступу диска. Кроме этих сил на него действует центробежная сила самого выступа Рц g .
При расчете определяют напряжения смятия на площадках кон такта лопатки с диском; напряжения растяжения в сечении І-І вы ступа диска; напряжения изгиба в клинообразном сечении выступа диска.
Рис.3.2. К расчету замка типа "ласточкин хвост"
Напряжения смятия определяют как сумму напряжений от дей ствия центробежных сил лопатки и изгибающего момента:
(3.2)
см см см
Напряжения смятия от растягивающих сил определяются по формуле
Ы |
N |
(3.3) |
см |
|
|
^см |
2 sin oLênC |
где 6 и С - размеры грани замка, указанные на рис.3.2.
56
Напряжения смятия от действия изгибающего момента определя ют, исходя из линейного характера распределения этих напряжений, показанного на рис.3.3.
(и) |
|
4» = |
(3.4) |
где Ми - изгибающий момент, действующий на лопатку.
=М+Р.. -е .
Первое слагаемое уравнения представляет собой момент в корневом сечении лопатки от действия газодинамических и центробежных сил. Учитывая, что замковая часть лопатки расположена под углом <Р к плоскости вращения (или к оси у системы координат),
M=(^+M^)sin |
f+(iïy |
+ My ) cos |
f. |
Рис.3.3. К определению напря Рис.3.4. К определению напря жений смятия жений изгиба
Второе слагаемое изгибающего момента получается от наличия сме щения центра тяжести корневого сечения лопатки от оси замка на величину е. В приближенных расчетах учитывают только напряжения
смятия от растягивающих сил, т.е. |
éj£"\ |
|
Допускаемые напряжения смятия лежат в пределах (дан/см2) |
||
для алюминиевых сплавов |
600-1600 |
|
для сталей |
|
2000-4000 |
для титановых сплавов |
1200-2800 |
|
Усилие Q , отрывающее выступ диска в сечении Z - I, равно |
||
2/\lsLn (dL+Jt/zJ+Pg |
с учетом формулы (3.1) |
ß
|
SinloL -f TJ |
|
|
*'P« |
JLnJL • |
+Ъ > |
( 3 - |
гдеjg - угол между осями лопаток. |
|
Напряжение растяжения в сечении І-І выступа диска |
|
è p = ^ T ' |
( 3 - 6 ) |
Эти напряжения лежат в пределах |
(дан/см2): |
для дисков из алюминиевых |
400-800 |
сплавов |
|
для стальных дисков |
1200-1500 |
для дисков из титановых |
|
сплавов |
800-1600 |
Запас прочности выступа диска по напряжениям растяжения |
определяется как отношение разрушающего напряжения к действую щему: ,
или,при температуре обода диска ниже 300°С (для стальных и ти тановых дисков),
Запас прочности К по растягивающим напряжениям должен быть > J . Напряжения изгиба могут явиться причиной разрушения вы
ступа диска при широких перемычках. Напряжения в клине flßO (рис.3.4) определяется по гипотезе ломаных сечений, разработан ной профессором А.В.Верховскиы. Суть этой гипотезы в том, что напряжения по сечениям ЙВ и ВС распределяются по гиперболичес кому, а не по линейному закону.
Построение ломаного сечения производится следующим обра
зом. Через точку й |
основания клина проводят нормаль PB к гра |
ни выступа. Точка В |
лежит на пересечении нормали с биссектри |
сой угла СНЙ. ВС- перпендикуляр из точки Ô на CH. Сила /V приложена в середине образующей выступа по нормали 'к ней. От резок BE является плечом действия силы N.
58
Изгибающий момент относительно точки ß
M=N-ßE. |
(3.7) |
Максимальное напряжение от изгибающего момента возникает в точках Я и С'.
где
(в скобках длина ломаной линии ДВС ) . Следовательно, окончательно получим
3_ |
McosU^ |
( 3 9 ) |
" ^ |
* Ч |
|
Напряжения изгиба лежат в пределах (дан/см^): |
||
для дисков из алюминиевых |
600-1600 |
|
сплавов |
|
|
для стальных дисков |
2000-4800 |
|
для дисков из титановых |
1500-3300 |
|
сплавов |
|
|
Истинное напряжение изгиба вблизи точки Л |
больше вычислен |
ного по формуле (3.9) вследствие наличия концентрации напряже ний. Это учитывается при назначении минимально допускаемого за паса прочности.
Запас прочности по изгибающим напряжениям
И
3.2. Расчет замка "елочного"типа
Расчет включает определение напряжений и запаса прочности для замковой части лопатки и замкового выступа на ободе диска.
Основной статической нагрузкой для замковой части лопатки является центробежная сила. Действием изгибающих и крутящих
моментов от газодинамических и центробежных сил обычно пренебре гают. Кроме того, замковая часть лопатки испытывает переменный изгиб, вызванный колебаниями лопатки. Переменные напряжения оп ределяются экспериментально, а в расчете учитываются запасом прочности.
Нагрузка от центробежной силы на единицу длины каждого зу ба условно принимается одинаковой. Экспериментальные исследова ния подтверждают справедливость такого допущения. Одним из при меняемых иногда способов, обеспечивающих примерно одинаковую нагрузку на зубья замка, является изменение монтажного зазора в зубьях. На один зуб дается зазор порядка 5-6 мкм и на эту ве личину он увеличивается при переходе к каждому следующему зубу (от нижних к периферийным). Так при шести зубьях увеличение зазора будет примерно 25-30 мкм. Это делается для того, чтобы вначале вступали в работу менее нагруженные нижние зубья замка. При работе выравнивание нагрузки на зубья происходит за счет пластической деформации замковой части. Несмотря на это, неко торая неравномерность распределения нагрузки между зубьями ос тается и, кроме того, имеется местная концентрация напряжения. Эти факторы учитываются запасом прочности.
Рис.3.5. К расчету "елочного" замка
Расчетная схема замка "елочного" типа представлена на рис.3.5. Обозначим Р. погонную нагрузку на зуб замка, т.е.уси-
60 |
1 |
|