zaeto.ru

3 Цель занятия -изучение назначения, основных параметров, условий работы компрессоров и требований к конструкции компрессоров гтд

Другое
Экономика
Финансы
Маркетинг
Астрономия
География
Туризм
Биология
История
Информатика
Культура
Математика
Физика
Философия
Химия
Банк
Право
Военное дело
Бухгалтерия
Журналистика
Спорт
Психология
Литература
Музыка
Медицина
добавить свой файл
 

 
страница 1



Занятие№3

КОМПРЕССОРЫ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
3.1. Цель занятия
-Изучение назначения, основных параметров, условий работы компрессоров и требований к конструкции компрессоров ГТД.

-Ознакомление студентов с основными конструктивно-схемными решениями компрессоров ГТД.

-Изучение принципов подхода к инженерному анализу конструкции компрессора с учетом условий его работы и воздействия эксплуатационных факторов.

-Ознакомление с методами анализа нарушения работоспособности, поиска причин отказов авиадвигателей и разработки мер по их устранению и предупреждению

-Приобретение студентами навыков самостоятельной работы по самостоятельному анализу конструкции компрессора.
3.2. Методические основы построения занятия
Занятие проводится по подгруппам в течение четырёх часов учебного времени в помещениях специализированных классов учебной лаборатории, оснащённых образцами газотурбинных двигателей, их узлов и агрегатов.

Занятие состоит из рассказа преподавателя и последующей самостоятельной работы студентов под руководством преподавателя.

Преподаватель использует при проведении занятия макеты-разрезы двигателей, их узлы и агрегаты, а также видеотехнику, электронные носители, слайды, чертежи и плакаты.

Самостоятельная работа студентов проводится под руководством преподавателя группами численностью 5 – 6 человек. Каждая такая группа получает задание на самостоятельную работу по анализу конструкции компрессора конкретного газотурбинного двигателя с использованием макета- разреза двигателя, его технического описания и чертежа.

Задание содержит вопросы, на которые должны ответить студенты по результатам самостоятельного анализа конструкции.
3.3. Основа содержания рассказа преподавателя
3.3.1. Назначение, основные параметры и требования к компрессорам ГТД

Компрессор предназначен для подачи в камеру сгорания ГТД воздуха с необходимым расходом и давлением.

Основными параметрами компрессора любого типа являются

- степень повышения давления - отношение давления воздуха за компрессором к давлению воздуха перед компрессором,


-производительность – секундный расход воздуха, отнесённый к площади входа в компрессор и

- коэффициент полезного действия.

Экономичность двигателя возрастает с ростом степени повышения давления. Поэтому в компрессорах современных ГТД степень повышения давления доходит до 30 и более.

Конструкция компрессора выполняется с учётом назначения двигателя и должна обеспечить получение заданной степени повышения давления, расхода воздуха и КПД при минимальной массе и сохранении прочности и жёсткости всех деталей, простоте и технологичности их изготовления эксплуатации и ремонта.

Снижениё массы конструкции достигается путём

- уменьшения радиальных и осевых габаритов компрессора за счёт применения высоконапорных ступеней, увеличения скорости движения воздуха в проточной части и удлинения лопаток,

- рациональным выбором формы деталей,

- применением мероприятий по уменьшению действующих на элементы конструкции нагрузок,

- использованием материалов с высокой удельной прочностью.

Повышение напорности осуществляется за счёт увеличения окружной скорости ротора и использованием сверхзвуковых рабочих лопаток,

Получение высоких значений КПД компрессора и сохранение их в процессе эксплуатации может осуществляться

- снижением до минимума гидравлических потерь в проточной части,

- проведением в процессе эксплуатации мероприятий по очистке проточной части компрессора.
3.3.2.Основные типы компрессоров. Их сравнительная оценка
В авиационных газотурбинных двигателях используются три основных типа компрессоров, отличающихся по направлению движения воздуха в проточной части: осевые (Рис.2.1), в которых движение потока воздуха происходит в среднем вдоль оси двигателя, центробежные (Рис.3.2,а), в проточной части которых воздух движется в радиальном направлении, и осецентробежные (Рис.3.2,б), состоящие из комбинации осевого и центробежного компрессоров.

Рис 3.1. Схемы профилей проточной части осевого компрессора

а – с постоянным наружным диаметром,

б – с постоянным внутренним диаметром,

в – с постоянным средним диаметром,

с – комбинированная проточная часть



а в

Рис.3.2 Схемы центробежного и диагонального компрессоров

ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ (Рис.3.3.) обычно выполняются многоступенчатыми.

Осевой компрессор состоит из входного устройства и нескольких рядов последовательно чередующихся в осевом направлении установленных на вращающемся роторе 3 рабочих лопаток 1 и закреплённых на корпусе компрессора 4 неподвижных лопаток спрямляющего аппарата 2. Совокупность одного ряда рабочих лопаток и следующего за ним ряда лопаток спрямляющего аппарата называется ступенью компрессора.

Отношение давления на выходе из ступени к давлению на её входе называется степенью повышения давления ступени. Степень повышения давления ступени зависит от средней окружной скорости рабочих лопаток. Чем больше эта скорость, тем больше степень повышения давления. Эта скорость из условия прочности лопаток ограничивается величиной 300 – 450 м/с.

Диаметр ступени компрессора определяется потребным расходом воздуха, его плотностью и осевой скоростью. Осевая скорость сохраняется по всем ступеням постоянной или несколько уменьшается к последним ступеням. Площадь проточной части уменьшается от первой к последним ступеням в связи с возрастанием плотности воздуха. Для сохранения размеров наружного диаметра (Рис.3.1,а) уменьшение площади проточной части достигается увеличением внутреннего диаметра. При этом средние окружные скорости ступеней растут, что, во-первых, приводит к росту напряжений в лопатках от центробежных сил, а, во- вторых, за счёт уменьшения длины лопаток последних ступеней возрастает относительный зазор между лопаткой и корпусом компрессора. Последнее обстоятельство приводит к росту обратного перетекания воздуха и, следовательно, к снижению степени повышения давления ступени и КПД. При постоянном внутреннем или среднем диаметре (Рис.3.1,б и в) лопатки последних ступеней более длинные, чем в предыдущем случае, и перетекание в зазоре уменьшается. Степень повышения давления при постоянном среднем диаметре остаётся постоянной или уменьшается (при постоянном внутреннем диаметре) за счёт уменьшения средней окружной скорости. На практике применяются комбинированные схемы проточной части (Рис.3.1,г).

В осевых компрессорах современных двигателей относительная скорость потока превышает скорость звука, и в таком случае производится специальное профилирование лопаток. Применение нескольких первых сверхзвуковых ступеней может заметно сократить общее количество ступеней компрессора.

Осевые компрессоры с большими степенями повышения давления ступеней имеют сравнительно узкую область устойчивых режимов работы и низкие значения КПД на нерасчётных и переходных режимах. В ряде случаев автоматика двигателя позволяет бороться с неустойчивостью на переходных режимах перепуском воздуха за конкретной ступенью компрессора. Но в целях радикального расширения области устойчивости применяются двухроторные схемы осевых компрессоров (Рис.3.4). При постоянном внутреннем или среднем диаметре (Рис3.1,б и в) Лопатки последних ступеней более длинные, чем в предыдущем случае, и перетекание в зазоре уменьшается. Степень повышения давления при постоянном среднем диаметре остаётся постоянной или уменьшается (при постоянном внутреннем диаметре) за счёт уменьшения средней окружной скорости. На практике применяются комбинированные схемы проточной части (Рис.3.1,г).



frame1

Рис.3.4.Схема двухвального компрессора

1 – ротор низкого давления, 2 – ротор высокого давления
В двухвальном компрессоре два последовательно расположенных ротора автономно приводятся во вращение отдельными турбинами.

Преимущества двухвального компрессора заключаются в том, что каждый из роторов имеет сравнительно невысокую степень повышения давления. Это обеспечивает расширение области устойчивой работы каждого ротора и компрессора в целом.

В ряде случаев первая ступень ротора низкого давления выполняет, кроме того, и функции вентилятора двухконтурного двигателя.
Осевые компрессоры современных ГТД обеспечивают при малых радиальных габаритах высокие ( около 30) значения степени повышения давления. Центробежные компрессоры (рис.3.5) состоит из направляющего аппарата 1, односторонней иливухсторонней крыльчатки 2, диффузора 3, корпуса 4, и выходных патрубков 5. Воздух через входное устройство поступает в каналы образованные лопатками крыльчатки. Энергия вращения крыльчатки передаётся воздуху, который под действием центробежных сил отбрасывается к периферии, возрастают его давление и скорость

Рис.2.5. Центробежный компрессор

движения по каналу. За крыльчаткой воздух попадает в расширяющийся канал щелевого диффузора, где за счёт снижения скорости кинетическая энергия потока переходит в потенциальную – происходит повышение давления воздуха. Дальнейшее понижение скорости и возрастание давления воздуха наблюдается в выходных патрубках, подводящих воздух к камере сгорания.

При максимально допустимых из условия прочности крыльчатки окружных скоростях порядка 450-500 м/c степень повышения давления центробежного компрессора составляет 4-4,5. При использовании сверхзвуковых диффузоров и активных крыльчаток со специальной конфигурацией лопаток степень повышения давления может достигать 5-6. Радиальные габариты центробежного компрессора определяются потребным расходом воздуха и его осевой скоростью на входе в крыльчатку, которая во избежание значительных гидравлических потерь не должна превышать120-150 м/с.

Эффективный КПД центробежного компрессора, т. е. отношение энергии, затраченной на сжатие воздуха к энергии, подведенной от турбины, составляет 0,76-0,8, причём меньшие значения относятся к компрессорам с высокой степенью повышения давления.
3.3.3.Роторы осевых компрессоров

По схемно-конструктивному оформлению роторы осевых компрессоров можно подразделить на роторы барабанного типа, роторы дискового типа и роторы барабанно- дискового типа. Схемы этих роторов приведены на рисунке (3.6,а, б, в)

Основным элементом ротора барабанного типа является барабан, который воспринимает нагрузки от изгиба, центробежных сил лопаток и конструкции собственно барабана и через который передаётся крутящий момент на, лопатки компрессора.

Для крепления лопаток на барабане выполняются кольцевые или продольные пазы под замки лопаток. Барабаны могут выполняться с постоянным или переменным диаметром за счёт соединения между собой конических участков. Переменный внутренний диаметр проточной части на цилиндрических участках может обеспечиваться креплением лопаток на специально выполненных гребнях (Рис.3.7, 3.8).

Для придания барабану большей жёсткости на его внутренней или внешней поверхности выполняют рёбра. Отдельные части барабана соединяют между собой с помощью шпилек или болтов, стягивающих фланцы барабана. Наличие фланцев также увеличивает его жёсткость. Крутящий момент передаётся с вала турбины на барабан через торцовые стенки, которые с целью увеличения их жёсткости часто делаются коническими. Через эти стенки барабан соединён с цапфами, на которых монтируются подшипниковые опоры.

Роторы барабанного типа из за сравнительно малой жёсткости на изгиб от действия радиальных нагрузок применяются в относительно тихоходных компрессорах, имеющих окружные скорости барабана порядка 180-200 м/с.



Роторы дискового типа состоят из отдельных дисков с центральными отверстиями и вала.

Диски имеют ободы, ширина которых определяется размерами замков лопаток и ступицу. Ступица служит для центровки диска на валу и в большинстве случаев – для передачи крутящего момента с вала на диск. Форма профильной части диска между ободом и ступицей определяется требованиями прочности и технологии изготовления. Вал дискового ротора, кроме жёсткости на кручение, должен обладать достаточной изгибной жёсткостью. Валы выполняются обычно пустотелыми. Увеличение диаметра вала способствует увеличению его изгибной жёсткости. При увеличении диаметра вала, кроме того, снижается величина потребного окружного усилия, передаваемого на диски, что облегчает условия работы элементов конструкции, передающих крутящие моменты на диски. В целях снижения массы вала и элементов крепления к нему дисков на некоторых двигателях волы большого диаметра выполняются, по существу в виде тонкостенных цилиндрических оболочек. Максимальный диаметр вала ограничен при этом трудностями подбора и ростом массы подшипников.

Конструкция соединения дисков с валом должна обеспечивать надёжную передачу крутящего момента и взаимную центровку диска с валом

В роторах барабанного типа используются следующие конструктивные способы передачи крутящего момента с вала на диск:

- за счёт напрессовки дисков на вал,

- с помощью шлицевых соединений,

- болтовыми соединениями по фланцам.

Рис. 3.6. Схемы роторов



Рис.3.7. Ротор барабанного типа


Рис.3.8. Барабанный ротор с гребнями


.

Способ напрессовки применяется редко, что объясняется большими потребными усилиями напрессовки и в связи с этим опасностью появления значительных остаточных деформаций.

Способ передачи крутящего момента при помощи шлиц показан на рисунках (3.9) и (3.10).

При передаче крутящего момента шлицами центровка может осуществляться по боковым поверхностям эвольвентных шлиц (Рис.3.9,а). Однако, радиальные деформации диска под действием центробежных сил могут привести к нарушению центровки и потребовать посадки диска на шлицы с большим предварительным натягом, что затрудняет сборку и в особенности разборку ротора. Поэтому в некоторых конструкциях посадка дисков производится с помощью центровочных поясков (рис.3.9,1). Эвольвентные шлицы не могут обеспечить необходимую центровку на стальном валу диска из алюминиевого сплава, имеющего значительно больший коэффициент теплового расширения. В этом случае применяются трапециевидные шлицы (Рис.3.9, в), где центровка осуществляется по боковым



Рис.3.9.Шлицевое соединение Рис.3.10.Диски с гибкой ступицей

1 – центровочные пояски дисков, 1 – при отсутствии вращения,

Эвольвентные шлицы, 4 – проставки 2 - при вращении


радиальным поверхностям. Сохранение неизменной посадки на эвольвентных шлицах возможно в конструкции диска с гибкой ступицей (Рис.3.10).

На рисунке (3.11) показан ротор компрессора барабанно-дискового типа, в котором диски и проставки соединены с помощью длинных стяжных болтов и распорных втулок. Центровка дисков и проставок осуществляется с помощью цилиндрических участков на болтах и отверстий, выполненных в дисках и проставках совместной развёрткой. Использование такой схемы крепления ротора возможно при сравнительно небольших окружных скоростях (порядка 300-320 м/с.) на периферии лопаток



Рис.3.11. Соединение дисков стяжными болтами

1-диск, 2-болт, 3-проставка, 4-распорная втулка
На рисунке (3,12) показан ротор смешанного типа, отдельные секции которого соединяются между собой с помощью торцовых треугольных шлицев и стяжного болта. Треугольные шлицы обеспечивают центровку диска и передачу крутящего момента. Такая конструкция имеет большую жёсткость при сравнительно малом весе.

Рис.3.12. Соединение секций с помощью треугольных шлицев

1-стяжной болт, 2- шпилька, соединяющая роторы компрессора и турбины в осевом направлении
За счёт перепада давления воздуха на входе и выходе из компрессора на него действуют очень большие осевые силы, в три и более раза превышающие силу тяги, что создаёт трудности в передаче её через опоры на корпус двигателя. Для уменьшения величины этих сил используется перепуск воздуха из-за последних ступеней компрессора в разгрузочную полость на входе и дренаж в атмосферу из разгрузочной полости за последней ступенью. Эти полости отделены от воздушного тракта специальными уплотнениями лабиринтного типа.

На рисунке (3.13) показано типовое расположение разгрузочных полостей и воздушных уплотнений на роторе компрессора.


Рис.3.13. Осевая разгрузка опор ротора

Воздушное уплотнение 1 на выходе из компрессора ставится для уменьшения перетекания воздуха из за компрессора в разгрузочную полость Б, где с помощью дренажа через канал 2 в атмосферу поддерживается низкое давление. Уплотнение 5 отделяет разгрузочную полость А от воздушного тракта. В этой полости создаётся повышенное давление перепуском воздуха из-за одной из ступеней компрессора. Уплотнения 3 и 4 препятствуют утечке масла из подшипников и попаданию воздуха в масляные полости.

3.3.3. Рабочие лопатки


Лопатки осевых компрессоров должны удовлетворять следующим требованиям.

Конструкция и материал лопаток должны обеспечивать высокую прочность под действием статических и динамических эксплуатационных нагрузок.

Размеры лопатки должны быть выполнены с высокой точностью с целью снижения гидравлических потерь при их взаимодействии с потоком воздуха

Рабочая лопатка имеет профильную часть (перо) 1 (Рис.3.13) и замковую часть (хвостовик) 2.

. Профильная часть лопатки из условий оптимальных параметров течения воздуха в канале имеет переменные относительные толщины, хорды и углы установки по её длине.

Лопатки компрессоров, работающие в дозвуковом потоке, имеют профили ламинарного обтекания, а лопатки сверхзвуковых ступеней – клиновидный профиль.

Центры масс периферийных сечений смещают по отношению к центрам масс корневых сечений в сторону вращения ротора и в направлении движения потока воздуха для компенсации изгибающих моментов от газовых сил изгибом центробежными силами.

Особенностью длинных лопаток первых ступеней, например, у двухконтурных двигателей, может являться наличие полки (Рис.3.14, д), расположенной на границе раздела потоков воздуха наружного и внутреннего контуров. Полки увеличивают вибропрочность лопаток.

При изготовлении лопаток должна быть обеспечена высокая чистота обработки поверхности как для снижения потерь на трение при обтекании воздухом, так и увеличения усталостной прочности лопатки, что предъявляет высокие требования к технологии производства. В настоящее время, наряду с технологией точного литья по выплавляемым моделям, всё чаще применяется метод электрохимического фрезерования, обеспечивающий точность изготовления и высокое качество поверхности.

Рис.3.114. Рабочие лопатки осевого компрессора


Замки предназначены для крепления и точной установки лопаток на диске или барабане ротора. Замок должен обеспечить передачу усилий от лопатки к ротору, легкую сборку и простую замену лопатки при её повреждении.

Замок лопатки должен иметь такую конструкцию, чтобы в лопатке и диске не возникали значительные концентрации напряжений. Масса замка должна быть минимальной, т.к. основной нагрузкой, действующей на ротор компрессора, является центробежная сила. Снижение массы лопатки на 1% позволяет уменьшить массу компрессора, отнесённую к массе одной лопатки, на 4 – 5%.

Для крепления лопаток компрессора часто используется замок типа “ласточкин хвост’ (Рис.3.14,а), хвостовик которого устанавливается в продольные трапециевидные пазы обода диска. Усилия передаются через боковые грани равнобочной трапеции. Хвостовик лопатки устанавливается в паз с нулевым натягом. От сдвига вдоль паза замка лопатки удерживаются фиксаторами, в качестве которых могут использоваться винты, осевые и радиальные штифты 5,6, пластинчатые отгибные стопоры 4 и разрезные пружинные кольца 7

Сравнительно редко и только для стальных лопаток и дисков применяются замки типа “`ёлочка”. Елочные замки для крепления лопаток применяют с целью размещения большего числа лопаток в колесе. Обычно это замки с более крупными зубьями по сравнению с замками турбинных лопаток и содержат меньшее число пар зубьев.

Для барабанных роторов хвостовики трапециевидного профиля 9 вводятся в кольцевые пазы через монтажные окна 10. После установки всех лопаток в монтажное окно, имеющее трапециевидный профиль, устанавливают замыкающую лопатку с продольным хвостовиком типа “ласточкин хвост”, которую фиксируют в осевом направлении каким-либо способом.

Для крепления лопаток первых ступеней компрессора часто применяется шарнирное крепление лопаток хвостовиком типа “проушина” (рис.3.14,г). Проушины такого хвостовика устанавливают в два кольцевых паза обода диска между тремя его ребордами и фиксируют запрессованным в реборды пальцем 13,который в свою очередь крепят к ободу стопорной шайбой 12 и заклёпкой 14. Посадку проушин на палец выполняют с зазором, поэтому лопатка имеет возможность свободного поворота вокруг оси пальца в пределах небольшого угла, ограниченного полкой хвостовика 8 и ребордами. Благодаря этому, на оси шарнира обеспечивается почти полная компенсация изгиба от газодинамических сил моментами от центробежных сил масс лопатки.

Этот замок применяют для крепления лопаток также с целью отстройки от резонансов низших форм колеба­ний. Изменением зазоров в соедине­нии обеспечивается отстройка от маят­никовой формы колебаний. Посадка пальца в диск осуществляется с за­зором, в хвостовике лопатки — с на­тягом или зазором в зависимости от требований отстройки

Для повышения сопротивления усталости шарнирных замков используют упрочнение отверстий раскатыванием, которое повышает их предел выносливости примерно на 15%. Введение финишной операции — раскатывания отверстий — обеспечивает в поверх­ностном слое стабильные сжимающие остаточные напряжения, уменьшает шероховатость поверхности и увели­чивает микротвердость на 20—30%.

Наблюдаются случаи разрушения шарнирных замков от контактной кор­розии. Для уменьшения склонности к контактной коррозии изменяют посадку хвостовика лопатки в диске и осевом направлении (ужесточают посадку), вводят покрытие хвостовика и реборд диска серебром, усиливают хвостовик лопатки и реборды диска.
При относительно низких температурах на первых ступенях лопатки можно изготавливать из алюминиевых сплавов ВД17 и АК4-1. Однако эти сплавы имеют низкую эрозионную стойкость. Поэтому лопатки первых ступеней, подверженных воздействию посторонних предметов, часто изготавливают из стали.

При температурах до450-5000С для рабочих лопаток применяют титановые сплавы ВТ8, ВТ10 и хромоникелевые стали. Лопатки последних ступеней высоконапорных компрессоров, подверженные нагреву до 6000С, изготавливают из жаропрочных сплавов на никелевой основе.

Для защиты от коррозии на поверхность лопаток наносят диффузионные или плазменные покрытия, алюминиевые лопатки анодируют.
3. 4. Характерные дефекты и разрушения элементов компрессора
Большинство дефектов рабочих лопаток компрессоров связано с попаданием в воздушный тракт двигателя посторонних предметов, повышенным возбуждением переменными нагрузками или недостаточным сопротивлением усталости лопаток. Наиболее часто встречаемые дефекты — поломки и трещины в местах наибольших напряжений по основному тону или по высокочастотным формам колебаний и износы по стыкам замков бандажных полок.

В процессе доводки на одном из газотурбинных двигателей отмечалась

поломка пера рабочей лопатки 1-й ступени компрессора. Материал лопатки — титановый сплав ВТЗ-1. Обрыв произошел по радиусу перехода пера к замку. Разрушение усталостного характера с началом со стороны спинки. Зона усталости составляла более половины площади излома. Трещин на неполомавшихся лопатках обнаружено не было.

Причиной разрушения лопатки 1-й ступени явилась низкое сопротивление усталости аварийной лопатки, обу­словленное грубой микроструктурой материала Лопатки, подобные разрушившейся, но с удовлетворитель­ной структурой, имели наработку бо­лее 4000 ч без дефектов.

Встречались поломки рабочей ло­патки 2-й ступени компрессора, уста­новленной за регулируемым направля­ющим аппаратом (РНА). Дефект про­является при малой наработке. В изломе был явно выраженный очаг усталости. Строение излома характерно для бы­строго развития усталостного разрушения под действием высоких пере­менных напряжений. Металлургиче­ских дефектов при исследовании не обнаружено. Механические свойства материала лопаток (ВТ9) соответствовали техническим условиям.

Из анализа результатов тензометрирования установлено, что кроме обычных резонансных колебаний возникают развитые связанные колебания (типа автоколебаний) системы лопаток—диск ; частотой 420—460 Гц в диапазоне частот вращения (0,7—1,0) птах .


На рис. (3.15) показан внешний вид участка направляющего аппарата компрессора с разрушенной лопаткой. Одинаковая направленность следов воздействия предмета, нанесшего повреждение, отсутствие при­знаков наклепа свидетельствовали о том, что забоина образовалась при однократном соударении.


Рис.3.15. Внешний вид участка направляющего

аппарата компрессора с разрушенной лопаткой
Одинаковая направленность следов воздействия предмета, нанесшего повреждение, отсутствие при­знаков наклепа свидетельствовали о том, что забоина образовалась при однократном соударении.

На рис.3.16 показан разрушенный диск компрессора из титанового сплава. На диске произошел обрыв межпазового выступа (между пазами 13 и 14) с последующим разрушением участка в виде сегмента между пазами № 13 и 7.

Обрыв выступа произошел в результате слияния двух усталостных трещин,


Рис.3.16. Разрушенный диск компрессора высокого давления
одна из которых развивалась от выкружки паза № 14, а вторая - от выкружки паза.

Развитие трещин в выкружках пазов происходило из нескольких очагов, расположенных на расстоянии 3...5 мм от переднего торца обода диска (Рис.3.17). В результате контроля диска цветным методом еще в 14 пазах диска и около 16 отверстий под балансировочные грузы были выявлены трещины также усталостного характера (Рис.3.16).



Рис.3.17.Трещины в районе отверстий для балансировочных грузов
Многоочаговый характер трещин, отсутствие дефектов механической обработки в очагах разрушения при соответствии химического состава и механических свойств материала технической документации на изготовле­ние диска свидетельствуют о том, что разрушение диска происходило от воздействия переменных напряжений высокого уровня.

На рисунке (3.18) приведен внешний вид крыльчатки и лопаток компрессора (алюминиевый сплав АК4-1) авиадвигателя в состоянии поступления на исследование.


Рис.3.18. Внешний вид разрушений крыльчатки и лопаток

компрессора
Лопатки вращающегося направляющего аппарата и лопатки крыльчатки разрушены от действия изгибающих нагрузок, о чем свидетельствует их преимущественная деформация в направлении, противоположном направлению
вращения компрессора, результаты оптической и электронной фрактографии свидетельствовали, что разрушение крыльчатки усталостное многоочаговое.

На начальной стадии процесс усталостного разрушения происходил при относительно невысоких скоростях по сравнению со скоростью магистрального разрушения.

На рисунке (3.19) приведен внешний вид разрушенного в эксплуатации диска

компрессора низкого давления. В процессе разрушения произошло отделение части диска в виде сегмента между пазами.



В результате исследования с использованием комплек­са методов металлофизического анализа было установлено, что малоцикло­вое усталостное разрушение диска произошло из-за наличия в его материале металлургических дефектов в виде включений соединений ти­тана с азотом.

Наиболее часто встречающийся дефект на дисках — усталостные трещины на лабиринтах, выполненных заодно с диском и имеющих консольное расположение.

В процессе доводки и эксплуатации возможны случаи появления трещин на гребешках лабиринта диска после различной наработки. Дефекты

Рис.3.19. Разрушенный диск проявляются и в условиях обеспечения

гарантийного зазора между гребешками роторной части лабиринта и гладкой частью статора во всем диапазоне частот вращения

Результаты проведенного тензометрирования лабиринта диска показали, что при монтажном зазоре на лабиринте по крайним гребешкам, меньшем или равном 1.6 мм, наблюдаются регулярные виб­рации лабиринта. Чем меньше зазор, тем выше напряжение в лабиринте при вибрациях. При увеличении за­зора до 1.8 мм вибрации не возникают даже при максимальных частотах вра­щения

Меры предупреждения и обнаруже­ния подобных дефектов:

-отработка технологии производства штамповок дисков, исключающей появление газо­насыщенных участков;

- усовершенст­вование методов ультразвукового конт­роля, периодический контроль дис­ков в эксплуатации;

-специальная ме­тодика диагностирования вибрационно­го состояния;

- систематическое наблю­дение за динамикой уровня вибраций по автоматизированной регистрации.
3.5. Содержание задания на самостоятельную работу
Студент под руководством преподавателя с использованием технического описания, чертежей, макета разреза двигателя и отдельных деталей конкретного компрессора

- установить тип конструктивно-схемного решения компрессора,- проанализировать способ передачи крутящего момента с турбины на рабочие лопатки компрессора и осевых сил – с ротора компрессора на корпус двигателя,

- определить особенности использованных конструктивных приёмов компенсации сил и моментов, действующих на рабочие лопатки, ротор и опоры ротора,

- проанализировать особенности профилирования, конструкции рабочих лопаток и узлов их крепления к дискам или барабану ротор компрессора, сделать краткое заключение о совершенстве, достоинствах и недостатках конструкции компрессора.

Литература
1. Лозицкий Л.П., Ветров А.Н., Дорошко С.М., Иванов В.П., Коняев Е.А. Конструкция и прочность авиационных газотурбинных двигателей. М.:Воздушный транспорт, 1992.- 533 с.

2. Г.С. Скубачевский, Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчёт деталей, Машиностроение, Москва, 1969. 543 с.

3. А.В. Штода, С.П. Алещенко, А.Я. Иванов и др. Конструкция авиационных газотурбинных двигателей, ВОЕНИЗДАТ МО, Москва, 1961, 412 с.

4. А.В. Штода, С.П. Алещенко, С.А. Гаевский и др., Конструкция авиационных двигателей, ч.1. ВВИА им. Н.Е, Жуковского, 1969, 408 с.



5. Косов М.А., Любановский Е.В. Авиационные газотурбинные двигатели, Москва, 1960, 457 с.


страница 1


Смотрите также:





     

скачать файл




 



 

 
 

 

 
   E-mail:
   © zaeto.ru, 2020