книги / Осевые и центробежные компрессоры двигателей летательных аппаратов. Теория, конструкция и расчет

Рис. 9.55. Схемы проточной части безлопаточного диффузора:

а — с несовпадающими поверхностями; б — с совпадающими поверхностями; в — со сложными поверхностями

Лопатки диффузора могут быть изготовлены отдельно (рис. 9.56, а) либо заодно с покрывным корпусом (рис. 9.56,6) или диафрагмой. Бо­ лее технологичны конструкции, в которых лопатки диффузора изго­ товлены заодно с плоским либо коническим кольцом, вставляемым в кольцевой паз покрывного корпуса, или диафрагмой (рис. 9.56,в). Обычно через лопатки диффузора передаются усилия с опоры ротора

через диафрагму на внешний корпус компрессора. Для этого служат стяжные болты или шпильки. Они проходят через лопатки диффузо­ ра, которые выполняются достаточно толстыми, что снижает КПД диффузора. Поэтому лучше, хотя и несколько сложнее, вариант кон­ струкции, представленный на рис. 9.57.

Если компрессор имеет газосборник в виде улитки, то компоновку по­ крывного корпуса 7, диафрагмы 3 и лопаток диффузора 2 можно осущест­ вить, как показано на рисунке.

Нельзя допускать попадание мас­ ла на стенки диффузора, так как за­ грязненный слой увеличивает потери на трение в диффузоре. Поэтому опо­ ру ротора компрессора следует на­ дежно уплотнять.

Канальные диффузоры (рис. 9.58) характеризуются повышенной эффек­ тивностью, возможностью получения значительно больших (по сравнению с лопаточными) степеней уширения

Рис. 9.57. Компоновка лопаточного (iq = F^/F^ = 3 — 4) и простотой, однако

диффузора с газосборником

имеют значительные габариты. Каж­ дый из каналов (их может быть 8—12)

состоит из входного косого среза PLK, калибрующей части или горла

Б и собственно диффузора В . Наиболее ответственной частью профи­ ля канала является область перехода от безлопаточного диффузора (Æ3-.R2) к горлу KL. Обычно внешняя поверхность PL этой области выполняется по логарифмической спирали — кривой, близкой к тра­ ектории свободной частицы потока.

Осевая протяженность горла MN= (0,1—0,5)KL. На этой длине ка­ нал остается постоянным по площади сечения. Далее (за горлом) рас­ полагается диффузор, обычно прямоугольного поперечного сечения, оканчивающийся фланцем для крепления воздухосборника. Длина NS рассчитывается исходя из допустимого значения угла раскрытия

эквивалентного диффузора 6д< 10.

Полуканалъный диффузор отличается от канального переходом диффузорной части канала к выходному косому срезу. Полуканальный диффузор состоит из ряда лопаток специального профиля, за­ ключенных между торцевыми стенками. Входная и калибрующая части канала такого диффузора полностью соответствуют канальному как по принципу работы, так и по методу проектирования. Число лопаток (каналов) выбирается большим: z= 12—15 (до 30). Выходная же часть представляет собой косой срез, в котором происходит дальнейшее снижение скорости и повышение статического давления. Степень уширения q полуканальных диффузоров составляет 4—5.

Для улучшения работы диффузора, особенно при больших q, при­ меняются дополнительные меры, предотвращающие отрыв пограничного слоя (отсос пограничного слоя, сдув отрывного вихря и др.).

Для отсоса пограничного слоя в стенках диффузора делается ряд поперечных щелей. Перспективным является использование для сте­ нок диффузора пористых материалов, полученных, например, спека­ нием порошка или спрессовкой нескольких слоев мелкой металличе­ ской сетки.

Сдувание пограничного слоя производится сжатым воздухом, на­ правляемым вдоль потока через специальные щели в стенках диффу­ зора.

Форма воздухосборника и его гидравлические качества определя­ ются схемой турбокомпрессора и его компоновкой. Классической формой воздухосборника является улитка. Хотя могут быть использо­ ваны и другие формы — кольцевые сборники с осевым выходом и спе­ циальные сборники.

Улитки с одним или несколькими выходами различаются по форме поперечного сечения и расположению этого сечения относительно плоскости диффузора (рис. 9.59). На рис. 9.59, а представлена сборная улитка трапециевидного сечения с постоянным углом раскрытия сте­ нок у. Схема трапециевидного сечения обычно применяется для низ­ конапорных компрессоров.

Чаще используются улитки прямоугольного, круглого или оваль­ ного сечения (рис. 9.59, б, в, г). Вход в улитку обычно делается несим­ метричным относительно своего поперечного сечения. Такая органи­ зация входа позволяет снизить потери на вихреобразование при тече­ нии воздуха внутри улитки. Форма поперечного сечения улитки ока­ зывает малое влияние на ее КПД и диффузорность, и поэтому ее вы­ бор часто определяется компоновочными, прочностными или техноло­ гическими соображениями.

Рис. 9.59. Схемы воздухосборников

В общем случае сечения воздухосборников должны изменяться в со­ ответствии с нарастанием расхода через данное сечение с некоторым увеличением его за счет пограничного слоя. Как показано на рис. 9.59, спиральная улитка построена с изменением наружного размера. Обыч­ но внешние обводы выполняются по архимедовой или логарифмиче­ ской спирали, а переменную поперечную ширину сечения берут Из гидравлических расчетов.

Исходя из соображений прочности целесообразно делать улитку овального или круглого сечения (рис. 9.59, в и г), так как она представ­ ляет собой оболочку, нагруженную внутренним давлением. Если же По каким-либо соображениям улитка сделана прямоугольной формь!, то ее ужесточают ребрами жесткости, как показано на рис. 9.59.

В заключение следует отметить, что формы специальных возду­ хосборников зависят от особенностей конструктивной схемы турбо­ компрессора, его назначения и места расположения в общей компоно­ вочной схеме летательного аппарата.

Вопросы для самостоятельной подготовки

1.Чем обусловлены сложные условия работы рабочих и направляющих лопаток компрессора?

2.Как крепятся направляющие лопатки к кррпусу компрессора?

3.Используются ли направляющие лопатки компрессора в его силовой

схеме?

4.Какой тип хвостовика рабочих лопаток компрессора наиболее распро­ странен и почему?

5.Для чего применяются шарнирные хвостовики в рабочих лопатках?

6.Методы фиксации рабочих лопаток в замках?

7.Какими элементами передается крутящий момент в соединениях сек­ ций роторов смешанной конструкции?

8.Как меняются радиальные размеры корпуса и ротора компрессора в момент раскрутки и снижения частоты вращения ротора?

9.Какие наиболее перспективные методы регулирования радиальных за­ зоров в компрессоре?

10.Назовите основной тип выходного устройства авиационного центро­ бежного компрессора?

Глава 10

РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КОМПРЕССОРОВ

10.1.НАПРЯЖЕНИЯ В ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЯХ КОМПРЕССОРА

ИКРИТЕРИИ ПРОЧНОСТИ МАТЕРИАЛОВ

Авиационные ГТД относятся к классу нагруженных машин. В свя­ зи с этим особо тщательные расчеты на прочность выполняются для наиболее ответственных деталей турбомашин: рабочих лопаток, дис­ ков и валов. Кроме статических напряжений, обусловленных действи­ ями центробежных сил масс самих деталей и воздуха или газа при дви­ жении его по межлопаточным каналам, необходимо учитывать и коле­ бания, которым подвержены эти детали. Поэтому ответственные дета­ ли рассчитываются и на вибрацию.

Принцип подхода при расчете на прочность основных деталей ком­ прессора тот же, что и при расчете на прочность аналогичных деталей турбин [8, 9, 5]. Однако должны учитываться специфические особен­ ности.

Ротор компрессора работает в зоне существенно более низких тем­ ператур, чем ротор турбины. Поэтому при расчете напряжений в ло­ патках и дисках компрессора температура по высоте лопатки и ради­ усу диска обычно принимается постоянной. Соответственно и допу­ стимые напряжения считаются постоянными по радиусу.

Температурный режим учитывается и при выборе материалов. Только в последних ступенях высоконапорных компрессоров (я* > 20) используются жаропрочные стали и сплавы, характерные для турбин.

В соответствии с требованиями аэродинамики лопатки компрессо­ ров обычно выполняются тонкими с небольшой стрелой прогиба про­ филя. Из-за этого они особенно чувствительны к изгибным напряже­ ниям как от воздушных, так и центробежных сил.

Последнее обстоятельство заставляет делать прочностные расче­ ты лопаток не только на расчетном режиме работы компрессора в стартовых условиях, но и на других режимах: с максимальным расхо­ дом воздуха через компрессор при максимальных оборотах (полет с

максимальной скоростью вблизи земли) и на расчетной высоте при максимальных оборотах ротора и минимальном расходе воздуха.

Поскольку в лопатках возникают напряжения растяжения от цен­ тробежных сил масс самой лопатки и напряжения изгиба от действия на лопатку воздуха, соотношение этих видов напряжений будет зави­ сеть от режима работы двигателя. В первых ступенях компрессора на­ иболее существенны напряжения от центробежных сил, в последних ступенях компрессора из-за коротких лопаток наибольшее значение имеют напряжения изгиба от воздушных сил. При этом изгибные на­ пряжения от центробежных и воздушных сил следует считать раз­ дельно, так как последние используются при оценке величины напря­ жений, возникающих при вибрации лопаток.

Отметим некоторые особенности характеристик материалов, с по­ мощью которых оценивается прочность деталей компрессоров в ре­ альных условиях нагружения. Запас статической прочности лопаток и дисков первых ступеней компрессора, в которых температура не пре­ вышает 550—650 К, определяется путем сравнения максимальных на­ пряжений с временным сопротивлением на разрыв, или иначе пре­ делом кратковременной прочности ав — максимальным напряжением,

соответствующим данному температурному состоянию.

Запас статической прочности деталей компрессоров, работающих при температуре, превышающей 650 К, находится путем сравнения максимальных рабочих напряжений в них с пределом длительной

т

прочности (Уз/Т — напряжением, которое при данной температуре Т

разрушает материал через определенный промежуток времени т. Важной характеристикой материалов является предел текучести

ао,2 — напряжение, соответствующее остаточной деформации детали в 0,2% от ее первоначальной длины. Этой характеристикой пользуют­ ся при небольших температурах (Г<650 К). Лопатки и диски послед­ них ступеней высоконапорных компрессоров находятся длительное время под статической нагрузкой при высоких температурах. Поэтому

для них характерен не предел текучести, а предел ползучести т — напряжение, которое вызывает за определенный промежуток времени

тпри заданной температуре Т остаточную деформацию е.

Вреальных условиях работы лопатки и диски компрессоров под­ вержены переменным нагрузкам с цикличностью. Это обстоятельство характеризуется пределом выносливости a _ i и малоцикловой устало­

стью aN .

Предел выносливости о_ \ — это максимальное значение пере­ менного напряжения са , при котором деталь может работать без раз­ рушений заданное число циклов N.

При выборе материала необходимо учитывать не только его меха­ нические свойства, но и возможность изготовления детали экономи­ чески оправданным способом. Это относится, прежде всего, к таким материалам, как титан. Титановые сплавы характеризуются высокой прочностью, соизмеримой с прочностью сталей, при значительно меньшей плотности. Они не требуют антикоррозионной защиты. Их недостаток — высокая чувствительность к концентрации напряжений.

В последние годы делаются попытки использовать для лопаток вентилятора композитные материалы типа углепластика, а для дисков материалы, получаемые методом порошковой металлургии.

10.3. РАСЧЕТ ОСЕВЫХ УСИЛИЙ В МНОГОСТУПЕНЧАТОМ ОСЕВОМ КОМПРЕССОРЕ

На детали и узлы проточной части газотурбинного двигателя дей­ ствуют силы, вызванные динамическим влиянием движущегося возду­ ха или газа и статическим давлением. Возникающие при этом осевые усилия в роторах компрессора и турбины имеют противоположные на­ правления. Это позволяет при жестком соединении роторов компрес­ сора и турбины с помощью муфт частично уравновесить эти усилия.

Однако и в этом случае разность усилий, воспринимаемая упор­ ным подшипником, может оказаться недопустимо большой. Поэтому в конструкции роторов предусматриваются специальные разгрузочные устройства.

Осевые усилия меняются с изменением режима работы двигателя, поэтому их расчет выполняется для нескольких характерных режимов.

Осевое усилие Ру приложенное к ротору осевого компрессора (рис. 10.1), складывается из силы Р\ , вызванной разностью давлений

Ра и Рк »действующих на переднюю и заднюю торцовые стенки ротора