Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей под ред. Хронина Д. В. (1014169), страница 36
Текст из файла (страница 36)
Фланцевое соединение торцевыми иулицами и стягивающими болтами (стягивающим болтом) (рис. 4.44, а). На рис. 4.44 показана схема трехступенчатого ротора, у которого конический вал 1, диски 2, 3 и 4 соответственно 1, 2 и д-й ступеней и задняя цапфа 5 стыкуются по торцевым поверхностям, иа которых выполнены торцевые шпицы. В тех случаях, когда диски между собой и с цапфами соединяются с использованием торцевых шлиц (см. рис. 4.43, а), величина предварительной Рис. 4.43.
Различные конструктивные варианты соединения элементов ротора с использованием: а — торцевых шлвц; б — штифтов; г — чриэоинмх болтов; г — црвгоннмх втулок !зз Рис. 4,44. Конструнтивнаа схема рааборного одновального ротора трехступенчатая турбины (а) и действующие силы н моменты и нх наменение по длине ротора (б) с затяжки всего комплекта болтом 6 (рис. 4.44, а) или несколькими болтами определяется из условия нераскрытия наиболее нагруженного стыка при неблагоприятном сочетании (суммировании) усилий, стремящихся «раскрыть» этот стык. Под условием раскрытия стыка считается снижение напряжения смятия асм до нуля на какой-либо боковой поверхности шлиц (шлица).
и миг 1", »гг) При эскизном проектировании, используя рекомендацииконструкторской « документации после выг бора размеров шлицевого пояса 2а = 40', 60', О, !~ ,' ог Р+Ы где и — число шлиц (см. рис, 4.45, а), определяют величину потребного усилия предварительной затяжки Р„, болта (болтов) и максимальное суммарное значение а,м при условии заданного запаса прочности. Раскрытию стыков способствуют силы, возникающие при действии в стыке: — передаваемого крутящего момента (Мкр); — суммарного изгибающего момента (М, ) от инерционной силы Ру и гироскопического момента М, (рис. 4.44, б), а также суммарное значение осевого газодинамического усилия Р,х в данном стыке.
Возможное в эксплуатации снижение усилия затяжки в зависимости от длины стягиваемых и стягивающих деталей после некоторого охлаждения прн повторном запуске и выходе на режим не учитывается. 190 м "Ф- Ниже рассмотрено определение величин составляющих суммарное значение Р„, и его слагаемые Р, при воздействии М„р, Р, — при воздействии М, и Р, — при воздействии Р,х и соответственно а,щ, а,„, и а,„,. Одновременноопределяется термическая сила Р,, возникающая вследствие различия температур стягиваемых и стягивающих деталей, а также коэффициентов линейного расширения а, с учетом рабочих температур, дополнительная величина а,м„и усилие, растягивающее болт (болты) на рабочем режиме: Рб = Раат+ Р,.
1. Определение усилия предварительной затяжки Р„обеспечивающего нераскрытие стыка при приложении Мкр (рис. 4.45,а). В случае, когда М„р — — О, т. е. Р,„р =О, напряжения смятия от усилия предварительной затяжки Р, распределяются равномерно по обеим сторонам зуба (см. рис. 4.45, а). При приложении крутящего момента происходит перераспределение напряжений смятия — на одной грани зуба оно возрастает, а на другой уменьшается. В момент, когда из одной из граней а,„достигнет нулевого дбп м ~а гтг ге а, М,те Ф о б,~= б бл (~иг) то ем 1Ггг) бг',,= г; (ДГ„,) бп г~уе)~ бгм Гдгг ) Рис. 4.4б.
К определению усилии предварительной Ватажки: о — нрн деастннн только крутнщего момента м; б — прн деастанн только нагибаю. ар' щего момента Мни 191 русл Рис. 4.47. Изменение величины Рй при различных жесткостях системы ротор-болт: т — малая жесткость; 2 — болыпея жесткосты у — яеформецвя 194 Рис. 4.46. Конструктивные приемы уменьшения продольной жесткости всис- теме ротор-болт; е — более подетлввые цапфы по сревяенкю с коявеесккмя; б — поствяоеке я.обрезных пружин поя головку н гайку стягяввюжего болте цапф (см. рис. 4.46, а) и системы стягивания, (рис, 4.46, б) подкладывая под головку болта и гайку пружинящие шайбы.
Влияние увеличения податливости на Р, хорошо иллюстрируется графическим изображением влияния термического расширения Ьу, на термическую силу Р, при наличии в системе стягивания пружины с различной жесткостью (податливостью). Из графиков (рис. 4.47) видно, что при заданной силе предварительной за- Р, Упл' тяжки Р„, деформация жесткой пружины составляет у„„, а податливой — у„, . При дополнительном сжатии этих пружин при температурном расширении системы ротор — болт на величину Ьу, получим в первом случае термиче- скую силу, равную Рем а во втором — Рим значительно меньшую, чем Р„. При проектировании болта напряжение растяжения рекомендуется принимать равным ор -- 260 ... 300 МПа (2600 ...
3000 даН /смв) с учетом Р,. Снижение Р, можно получить, искусственно увеличивая длину стягивающего болта. Соединение по цилиндрическому пояску с использованием радиально располоасенных цилиндрических иипифпгов Такое конструктивное решение может выполняться в показанных на рис. 4.48 вариантах для соединения дисков с валами, дисков с проставками, дисков между собой в неразъемныд роторах.
При проектировании соединения предусматрнвается наличие гарантированного натяга по цилиндрической поверхности диаметра О, изменяющегося с изменением режима работы ротора (по оборотам и температурному состоянию соединяемых охватывающей 1 и охватываемой 2 деталей), но не переходящегб в зазор Рис. 4.48. Различные конструктивные варианты соединения детвле» ротора по цилиндрическому поиску с использованием радиальных штифтов те 195 на всех режимах работы.
Штифты 3 в отверстия устанавливаются с натягом 0,0! ... 0,04 мм. Если при обработке отверстий под штифты попадание стружки внутрь ротора недопустимо, то отверстия выполняются глухими, а сами штифты — с дренажными каналами (при г( ) 5 мм— с центральным сквозным отверстием Й „= 2 мм, а прн Й < < 5 мм — с лыской глубиной 0,1 ... 0,2 мм, благодаря чему исключается повышение давления воздуха под штифтом и его смещение под действием этого давления).
Подобное решение используется и в роторах осевых компрессоров (см. рис. 4.48, а), где штифты устанавливаются в пазах под лопатками, а их число желательно иметь равным или кратным числу пазов при равномерном расположении по окружности. Рекомендуется выполнять следующие размеры: Е) 2д, Ь, ) Н, 1) б,1, =1+1мм,1, =11...29мм, 1, =(10...28) ~0,1 мм, 1) 1,5 мм; Ь = 4,5 .. 13 и Л, = 0,1 ... 0,5 мм, а сопряженные радиусы н фаски согласно конструкторской документации. Допускается выполнение сквозных отверстий в открытые полости, когда возможно удаление стружки из полости и соответствующий контроль. В некоторых случаях по технологическим соображениям допускается отклонение от радиального положения на угол р ж ж (10 ... 15)', как показано на рис.
4.42, г. Во всех случаях рекомендуется гарантировать отсутствие Л,, т. е. смещения штифтов ог положения, предусмотренного сборкой. Выполнение этого требования обеспечивается обжатием края отверстия (рис. 4.48, в), упором в другие детали (рис. 4.48, а, б, рис. 4.42), что гарантирует стабильность дисбаланса. Рекомендуется на одном конце штифта выполнять фаску с конусом 40' на длине 1 мм, а на другом сферу Я,в — — (0,8 ... 1,0) д либо фаску 1 х45'. Для соединения турбинных дисков между собой и дисков с валами рекомендуется это соединение согласно конструкторской документации выполнять вильчатого типа с радиально расположенными цилиндрическими штифтами в двух исполнениях с посадкой по цилиндрической поверхности диаметра О (рис. 4А8, в, г). Деталь 2, на которой выполнен вильчатый паз (см.
рис. 4.48, в), изменяет размер диаметра 0 на меньшую величину, чем стыкуемая с ней деталь 1, и, следовательно, предварительный натяг по цилиндрической поверхности 5! уменьшается при увеличении числа оборотов и нагреве деталей, а во втором исполнении (рис. 4.48, г) увеличивается. Вильчатый вариант соединения допускает изменение посадки по диаметру 0 и появление зазора при одновременном уменьшении зазора Л, Однако даже при наличии этих зазоров нзгибная . жесткость ротора изменяется значительно меньше, чем в случае, показанном на рис. 4.48, а, б, так как имеет место заделка штифтов как балки, защемленной с обоих концов.
196 В конструкторской документации оговаривается номенклатура и номинальные размеры диаметра штифтов б = 4 ... 12 мм, минимальной протяженности контактных поверхностей: штифт— диск (штифт — вал) 1 = 2,5 ... 7 мм и расстояние от упорного торца до оси штифта 1„= (5 ... 14) ~ 0,1 мм. Посадка штифтов: отверстия по Н7, диаметр штифта — по рб. Величина гарантированного натяга 6 (и соответствующая ему величина напряжения смятия) на контактной посадочной поверхности диаметра О определяется из условия нераскрытия стыка на всех режимах работы двигателя. Изменение напряжения о,, имеющего место вследствие натяга, происходит из-за разности температурных деформаций Ли, н разности деформаций от действия центробежных и температурных сил Ли,х. Тогда 6 ) ) Ли, + Лиза.
Наибольшую разницу в изменении натяга можно ожидать в ряде случаев, например, когда: — стьжуемые детали выполнены из материалов с резко различными коэффициентами расширения либо когда изменение этих коэффициентов в рабочем диапазоне температуры нагрева резко различно; — соединяются детали, у которых изменение размера посадочного диаметра 17 при изменении частоты вращения резко различно (диск — вал); — могут иметь место кратковременные забросы температуры нагрева.
,Наличие натяга 6 гарантирует постоянство нзгибной жесткости ротора на всех режимах работы. Однако при таком натяге должно иметь место неравенство о,„< о„, что гарантирует отсутствие пластических деформаций на цилиндрических поверхностях стыка диаметра О. В противном случае в работе может иметь место зазор по посадочной поверхности и резкое снижение (на несколько порядков) изгибной жесткости и, следовательно, резкое изменение динамических характеристик ротора.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
