Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей под ред. Хронина Д. В. (1014169), страница 17
Текст из файла (страница 17)
Влиянием торцевых дисков, увеличивающих жесткость ротора, пренебрегают. При расчете принимают следующие допущения: !) расчет производится в месте, удаленном от торцевого диска на расстоянии не менее 2 уг6, что позволяет не учитывать увеличения жесткости и прочности барабана (рис. 3.24, а); 2) принимается, что центробежная сила лопаток и их хвостовиков равномерно распределяется по окружности барабана; 3) считается, что напряжения равномерно распределены по толщине стенки барабана (что справедливо для тонкого кольца); 4) напряжениями, возникающими в барабане от крутящего момента, пренебрегают ввиду их малости; 5) перепад температуры по толщине стенки не учитывают, Расчет проводится для максимальных оборотов. Из барабанного участка плоскими сечениями А — А и  — В, перпендикулярными к оси вращения, выделим кольцевой элемент ш риной, равной осевому шагу х между лопатками (рис.
3.25, а, и яИз кольца вырежем элемент, ограниченный плоскостями, проходщими через ось вращения и составляющими между собой бесконечно малый угол асср (рис. 3.25, е). Центробежная сила элемента кольца стенки барабана б(Р/ „= р)г'от'т(р, (3.!8) где р — массовая плотность материала барабана; ! — плошадь сечения кольца стенки барабана вдоль образующей (между сечениями А — А и  — В); г — радиус центра масс элемента; ы— угловая скорость барабана.
Так как гтотт = ит — окружная скорость центра масс элемента кольца, то г(Ру „= р! тт'г(тр. (3.!9) При определении площади элемента !' = х6 необходимо правильно определить толщину стенки барабана 6. Для барабана ЯЬ бар рияия раерушеиия ра аураеуиииеи я е Рис. З.хб. Расдетдая схема для оиеиди прочиости барабаиа с продольными пазами для крепления рабочих лопаток 6 = ний = ттд, р — 7Х'„ГДЕ ес'„, р — ВНЕШНИЙ РаСЧЕтНЫЙ, а Р( — ВНУтР радиусы стенки барабана.
За Я„, р принимаем радиус цилин- — — ендрической поверхности, касательной к внутренней поверхности пазов (рис. 3.25, б). Для барабана с кольцевыми пазами для крепления рабочих лопаток (рис. 3.25, о) определяется его приведенная толщина (рис.
3.25, и), так как перемычки между пазами повышают прочность барабана ппи разрыве по образующей (рис. 3.25, г). Из равенства 6х =. 6 х — ЬЬ, где Ь вЂ” средняя ширина паза под 86 (3.24) а7 лопатки, следует, что 6 = 6' — Ьй/х. По расчетной толщине нахо- дим внешний расчетный радиус Я„ р стенки барабана. При )св/)сд, р )~ 0,8 с точностью до 0,5 % радиус центра масс кольца можно определять по формуле Р+ ~~д р Интенсивность радиальной нагрузки, действующей на поверх- ность выделенного элемента, от центробежной силы лопаточного венца обозначим через оп (рис.
3.25, д): о„= (3.20) оиедд. РЛ ' Центробежная сила лопаточного венца — масс лопаток и эле- ментов их крепления, действующая на цилиндрической поверх- ности выделенного элемента, с(Р! „,, = 0„)с . хабр. (3.21) Центробежная сила лопаточного венца ел в з(~ ел+Рад+'~ епд+'~ епдм) (3.22) где и — число лопаток и проставок между ними; Р;л, Р7„РР,Р„, Р7 „р — центробежные силы масс пера и хвостовика лопатки, пере- мычки и проставки соответственно: Ру» = лелйд.
Пса ~ Ртх = рлхРП. хсе ' е Ре ЛР ГПЛРЯП ЛРОУ1 Ре дрм дедом)РП падая В данных формулах и, тх — масса пера и хвостовика лопатки; а т„р, т „— масса пРоставки и пеРемычки; Йд,„, е(п,„йп,,р и есц р„— расстояния от центра масс указанных элементов ло- паточного венца до оси вращения. От действия центробежных сил с(Ру„и с)Р7„, на радиальных гранях рассматриваемого элемента возникают нормальные напря- жения, ое, действующие в окружном направлении, образуя на каждой грани тангенциальные силы Т = о4.
Исходя из условия равновесия выделенного элемента, запи- шем уравнение равновесия с1Руч', + с(Руд.в — 2Т зш 2 = О. (3.23) Ввиду малости угла с(~р допустимо з)п — заменить —. бр йр Раскрывая входящие в уравнение значения величин, получим уравнение равновесия в виде Р7и' йЧ~ + о Й рх ЙР— 2ое~ + = О. Й~ После сокращения на йр и преобразования бе = ри +од —.
е есв. р б Таблица 34 сн, Мна о,, мпщ при 250'С О, Мпа и, мус Материал 100 150 200 250 300 Сталь р ин 8 10а, кг/иа 80 180 320 500 720 1000 ... 11 00 500 28 83 112 175 252 Алюминиевый сплав р = 2,8 1О' кг(ма 440 чт+(св 2 + 2 1 1 л. а 1 ! л. я Титановый сплав р = 4,5 1Оа, кгlма 45 101 180 281 405 1000 „. 1100 380 пв и== ОО пых (3.26) 3.8.3. Ротор дискового типа у 7 5 м гг 1Ф У тгс7Р Л7РО Р, глуг ЮООО 77 лС7 ХР угг гау гж и или, подставив выражение для он, получим о =11пв+ тл в рмв+ 3л.в 2ялб 2 я( Если обозначить ри' = оа, и 1" ' =- пв, „то Р1л. в 2н( = в .вг ПО = Пас+Пал.в. (3.26) Здесь пас — напряжения в кольце, вызванные центробежными силами масс собственно барабана; пв ., — напряжения в кольце, вызванные центробежными силами масс лопаток и элементов их крепления.
В табл. 3.4 даны значения напряжений пас в зависимости от окружной скорости для разных материалов. Ов .и, Г7ЛО Ог, 7777и Рис. 3.28. Номограмма для определения напряжений овс и пвл л в стенке бара- бана в зависимости от центробежных сил, окружной скорости и вида материала 88 Окружные напряжения ав„, зависят от толщины барабана и интенсивности радиальной нагрузки, определяемой центробежной силой масс лопаток и элементов их крепления. На рис. 3.26 дана номограмма (31) для определения напряженного состояния стенки барабана с лопатками и без них, где Я— полная центробежная сила лопаточного венца, равная Р, Более точно Я следует определять как сумму Ят и Я„где 551 и 152— центробежные силы половины лопаточных венцов соседних ступеней, а именно1 Оценка прочности ротора барабанного типа производится исходя из допускаемого запаса прочности1 Ротор дискового типа состоит из последовательно расположенных дисков, непосредственно не связанных между собой (рис.
3.27). На внешней части дисков (ободе) крепятся рабочие лопатки. Диски имеют центральные отверстия и из условий прочности выполняются с развитой ступицей (часть полотна диска около отверстия). Ступица служит для соединения с валом, от которого крутящий момент с турбины передается каждому диску отдельно.
Таким образом, ротор дискового типа состоит из дисков 8, лопаток 1 н вала б. Полотно диска специальным образом профилируется — утоньшается к ободу — для получения минимальной массы при обеспечении необходимой долговечности. Иногда для упрощения производства полотно диска выполняют постоянной толщины. 7 7 У Рнс. 3.27. Ротор дискового типа; а — «оиструктивиая схема ротора; б — фиксация трактовых колея от прояорачипаиия в окружном направлении; 1 . — рабочая лопатка; 2 — трактовое мальца; з — лопатка направляющего аппарата; 4, 7 — гайки, стягивающие диски; 5 — аал; 6 — шлицы; 5— диски; У вЂ” штифт, фиксирующий трактовое колшго от проаорачивани» 89 Кроме того, уменьшение масси и хорды лопаток, а следовательно, и обода дисков от первых к последним ступеням компрессора позволяет уменьшить также и толщину дисков в этом же направлении.
Для увеличения вибропрочности дисков последних ступеней толщина их полотна может быть увеличена. Соединение диска о валом должно обеспечивать их надежную центровку (соосность), осевую фиксацию и передачу крутящего момента на всех режимах эксплуатации. Нарушение центровки диска относительно вала приводит к нарушению уравновешенности (разбалансировке), повышению вибрации ротора, изменению зазора между ротором и корпусом, а при определенных условиях — их касанию и повреждению ротора.
В случае несоблюдения осевой фиксации дисков относительно вала возможно касание рото а о статор и останов двигателя. ля фиксирования осевого положения дисков относительно вала используются кольцевые буртики, проставки — трактовые кольца и другие элементы. Передача крутящего момента в роторах дискового типа. Передача крутящего момента от вала к дискам возможна несколькими способами: при помощи шлиц, трения и призонных болтов. При передаче крутящего момента с помощью трения диски должны устанавливаться на вал с большим натягом, чтобы обеспечить надежную работу соединения на любых режимах эксплуатации двигателя.
Однако большая величина натяга вызывает дополнительные напряжения в диске и создает трудности при сборке. В связи с этим передача крутящего момента трением в компрессорах современных ГТД не находит применения. При передаче крутящего момента шлицами возможно использование одного из следующих видов шлиц: эвольвентных, прямоугольных и трапециевидных, боковые грани которых расположены по радиусу (рис. 3.28). При использовании эвольвентных шлиц центровка диска относительно вала осуществляется по боковым поверхностям шлиц.
При работе под действием центробежных сил и температуры ступица диска деформируется, и для сохранения центровки в шлицевом соединении необходимо обеспечивать большой натяг. Это вносит неудобства при сборке и особенно при разборке ротора. Для устранения этого недостатка центровку целесообразно осуществлять путем использования специальных центрирующих поясков 4 (рис.
3.28), гибкой ступицы 8 (рис. 3.29) или трапециевидных шлиц (см. рис. 3.28, в). Последние получили также название теплостойких, так как обеспечивают сохранение центровки независимо от силовых и температурных деформаций ступицы, приводящих к взаимному перемещению в радиальном направлении. Использование в конструкции диска гибкой ступицы позволяет за счет ее деформации (рис. 3.29, П) сохранить при работе посадку по шлицам неизменной.
В вентиляторах ТРДД для крепления диска 3 к валу 1е центровки и передачи крутящего момента 90 применяются призонные болты 2 (рис. 3.30). При этом следует правильно подбирать их количество и размеры. Достоинства дисковых роторов: — дисковые роторы обладают большей несущей способностью, чем барабанные, и допускают на среднем диаметре лопаток окружные скорости 400 ...
450 м/с, т. е. дисковый ротор является высоко- напорным; — диаметр турбины хорошо согласуется с диаметром компрессора, что способствует получению двигателем приемлемых диаметральных габаритных размеров; — число лопаток на разных ступенях выбирается оптимальным. Недостатки дисковых роторов: — малая изгибная и крутильная жесткость. Для ее увеличения вал необходимо выполнять значительного диаметра, а следовательно, увеличивать толщину ступиц дисков и утяжелять конструкцию ротора в целом; — вследствие малой жесткости повышенная склонность к возбуждению колебаний дисков.
Для предотвращения их резонансных колебаний между ободами дисков под лопатками направляющих аппаратов устанавливают кольцевые проставки — трактовые кольца, которые не участвуют в передаче крутящего момента. Трактовые кольца ограничивают проточную часть компрессора, позволяют использовать консольные лопатки направляющего аппарата; л-А ааии Рис. 3.28. Ротор дискоиого типа с пе- редачейМ„рот вала к дискам шпицами: о — цродольвыа раареа ротора; б — профиль ввольвеитиых шляп; е — профиль трапециевидных шляц (боковые плоскости, обрааующяе трапецневидиые поверхности, пересекаются иа оси вала); Ь а — ввольвевтвые шпицы; у — ыешднсковые простенки; Š— центрирующиа пояски дисков Рис. 3.29.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
