- Головна

Запорожский национальный технический университет, ОАО «Мотор Сич», Национальный аэрокосмический университет им. Жуковского «ХАИ» ВЕСТНИК ДВИГАТЕЛЕСТРОЕНИЯ №3 2006 ,ƒä=е2“ “ 2002 ã. НАУЧНО–ТЕХНИЧЕСКИЙ ЖУРНАЛ Свидетельство о регистрации КВ № 6157 от 20 мая 2002 г. выдано Министерством информации Украины Запорожье ОАО "Мотор Сич" 2006 г. ISSN 1727-0219 Уважаемые авторы публикаций! Журнал отражает достижения в области науки и техники предприятий и организаций Украины и зарубежных стран в области двигателестроения, публикует разработки ведущих специалистов и ученых, направленные на совершенствование производства и повышение качества продукции, а также статьи потенциальных соискателей ученых степеней и званий. Статьи и сообщения будут формироваться по следующим рубрикам: · · · · Общие вопросы двигателестроения Конструкция и прочность Сборка и испытания Эксплуатация, надежность, ресурс · · · · Технология производства и ремонта Стандартизация и метрология Конструкционные материалы Экология Шановні автори публікацій! Журнал відображає досягнення науки і техніки підприємств та організацій України і зарубіжних країн в галузі двигунобудування, публікує розробки ведучих спеціалістів та вчених, спрямовані на удосконалення і підвищення якості продукції, а також статті потенціальних здобувачів наукових ступенів і звань. Статті та повідомлення будуть формуватися за наступними рубриками: · · · · Загальні питання двигунобудування Конструкція і міцність Складання і випробування Експлуатація, надійність та ресурс · · · · Технологія виробництва і ремонту Стандартизація і метрологія Конструкційні матеріали Екологія To the attention of authors! The journal presents the achievements in the field of science and technique of Ukrainian enterprises, scientific institutions and foreign countries working at aircraft engineering. The journal publishes developments of leading specialists, scientists and the articles of potential applicants for scientific degrees aimed at perfection of the production and improvement of the quality. The journal covers the subjects of: · · · · Aircraft engineering Structures and strength Assembling and trials Operation, reliability, service life · · · · Technology of production and maintenance Standartization and metrology Structural materials Ecology Материалы номера рекомендованы к публикации Ученым Советом Национального аэрокосмического университета им. Н.Е. Жуковского «ХАИ» (протокол № 10 от 21.06.2006 г.). Главный редактор д-р техн. наук, профессор Ф.М. Муравченко Заместители главного редактора: д-р техн. наук, профессор А.Я. Качан д-р техн. наук, профессор А.И. Долматов Члены редакционной коллегии: д-р техн. наук В.А. Богуслаев д-р техн. наук С.Б. Беликов д-р техн. наук В.С. Кривцов д-р техн. наук Ю.Н. Внуков д-р техн. наук А.Д. Коваль д-р техн. наук Э.И.Цивирко д-р техн. наук Л.И. Ивщенко канд. техн. наук П.Д. Жеманюк д-р техн. наук Г.А. Кривов д-р техн. наук В.А. Титов д-р техн. наук Ю.А. Ножницкий д-р техн. наук Б.С. Карпинос д-р техн. наук Б.А. Грязнов д-р техн. наук А.Я. Мовшович д-р техн. наук Л.Г. Бойко д-р техн. наук Г.А. Горбенко д-р техн. наук С.В. Епифанов д-р техн. наук Н.С. Кулик д-р техн. наук С.А. Дмитриев д-р техн. наук Н.Ф. Дмитриченко д-р техн. наук Ю.В. Петраков канд. техн. наук В.В. Ткаченко канд. техн. наук В.Ф. Мозговой канд. техн. наук А.В. Богуслаев канд. техн. наук А.В. Шереметьев Редакторско-издательский совет: В.А. Богуслаев, С.Б. Беликов, В.С. Кривцов, Ю.А. Рыбина, Т.А. Сокол, Л.Ф. Богданова, А.А. Баранник , Т.Е. Деркаченко © ЗНТУ © НАУ им. Жуковского "ХАИ" © ОАО "Мотор Сич" Члены редакционной коллегии Муравченко Ф.М. Гл. редактор, д-р техн. наук, чл.-кор. АН Украины Богуслаев В . А . Качан А.Я. Долматов А.И. Зам. гл. редактора, д-р техн. наук Зам. гл. редактора, д-р техн. наук Беликов С.Б. Кривцов В.С. Жеманюк П.Д. д-р техн. наук д-р техн. наук канд. техн. наук д-р техн. наук Внуков Ю.Н. д-р техн. наук Коваль А.Д. Цивирко Э.И. Ивщенко Л.И. Грязнов Б.А. Карпинос Б.С. д-р техн. наук д-р техн. наук д-р техн. наук д-р техн. наук д-р техн. н аук Дмитриченко Н.Ф. Мовшович А.Я. Кривов Г.А. д-р техн. н аук д-р техн. наук Бойко Л.Г. Титов В.А. д-р техн. наук д-р техн. наук д-р техн. наук Ножницкий Ю.А. Горбенко Г.А. Епифанов С.В. Кулик Н.С. Дмитриев С.А. д-р техн. наук д-р техн. наук д-р техн. наук д-р техн. наук д-р техн. наук Петраков Ю.В. Ткаченко В.В. Богуслаев А.В. Мозговой В.Ф. Шереметьев А.В. д-р техн. наук канд. техн. наук канд. техн. наук канд. техн. наук канд. техн. наук Для сведения авторов Условия публикации: Научно-технические и производственные статьи, планируемые к опубликованию в нашем издании, утверждаются на редакционной коллегии. При положительных заключениях материалы помещаются в «портфель» редакции в очередь на опубликование. Процедура рецензирования-утверждения занимает срок от 1 до 3 месяцев. Статьи, прошедшие данную процедуру и размещенные в журнале в порядке очереди, публикуются бесплатно. Требования к оформлению материалов для журнала «Вестник двигателестроения» • К рассмотрению принимаются научные статьи, содержащие такие необходимые элементы: постановка проблемы в общем виде и ее связь с важнейшими научными или практическими задачами; анализ последних исследований и публикаций, в которых имеются предпосылки решения данной проблемы и на которые опирается автор, выделение не решенных ранее частей общей проблемы, которым посвящается данная статья; формулирование целей статьи (постановка задания); изложение основного материала исследования с полным обоснованием результатов; выводы из данного исследования и перспективы дальнейших разработок в данном направлении. • Рукопись статьи присылается в редакцию в двух экземплярах вместе с аннотацией (на трех языках: украинском, русском и английском), актом экспертизы и справкой об авторах. Объем текстовой части статьи 3–6 листов. Рабочие языки: украинский, русский, английский. Последовательность размещения материала статьи: индекс УДК, название статьи, инициалы и фамилия авторов, полное название учреждения, в котором работают авторы, текст статьи (с подписями авторов на последней странице), перечень литературы, таблицы, рисунки. • В статье нужно четко и последовательно изложить то новое и оригинальное, что получено авторами в результате исследований. Не следует приводить известные факты, повторять содержание таблиц и иллюстраций в тексте. Термины и обозначения технических параметров следует употреблять в соответствии с нормами Госстандарта, а единицы измерения – в международной системе единиц (СИ). В статье должны быть выделены следующие разделы: вступление, методика (исследований), результаты, обсуждение, выводы. • Набор текста статьи следует выполнять с помощью текстового редактора Microsoft Word 97 или 2000 (в соответствии с ДСТУ 3008–95). Формат листа – А4, ориентация – книжная, поля – 20 мм со всех сторон. Шрифт: гарнитура Times New Roman, размер 12 пт; интервал – 1,5; выравнивание по ширине. Текст с ручным переносом не принимается! • Для набора формул надо использовать редактор Microsoft Equation версии 2 или 3. Размер букв: обычный – 12 пт, крупный индекс – 10 пт, мелкий индекс – 8 пт, крупный символ – 16 пт, мелкий символ – 12 пт. • Иллюстрации (чертежи) могут быть подготовлены с помощью любых графических редакторов и переданы в виде графического файла изображения. Для графиков и чертежей (двубитных файлов) плотность изображения должна составлять 300 dpi (формат TIFF), для фотографий – 200–240 dpi (формат JPG, ЕРS, ВМР). Не допускается вставка рисунков в файл статьи непосредственно из прикладных программ (AutoCAD, Excel и т.п.), минуя графический формат. Для четкого воспроизведения изображения при печати толщина линий не должна быть меньше, чем 0,1 мм. Наличие подрисуночной надписи обязательно. При наличии дополнительных обозначений, или нескольких изображений, их объясняют в подрисуночной надписи. • Таблицы должны содержать только необходимую информацию, быть лаконичными и максимально понятными, иметь номер в верхнем углу справа. Возле обозначений параметра надо указать его размерность. Размер шрифта таблицы должен составлять 10 пт. Ширина таблицы не должна превышать 80 мм (размер колонки). В отдельных случаях разрешается делать таблицы шириной 170 мм. • Перечень литературы в конце рукописи на языке оригинала приводится в соответствии с последовательной ссылкой на работы в тексте и требованиями действующих норм. Ссылка на литературу в тексте нумеруется арабскими цифрами в прямых скобках. • В справке об авторах нужно привести фамилии, имена и отчества всех авторов, их служебные и домашние адреса, должности, ученые степени, номера телефонов, электронные адреса. Авторами считаются лица, которые принимали участие в выполнении работы в целом или ее главных разделов. Рассылка Основная часть тиража будет разослана авторам, предприятиям и высшим учебным заведениям Украины и СНГ. Журнал распространяется бесплатно. Периодичность выхода журнала — 6 месяцев. Статьи направляются в редакцию по адресу: 69063, Украина, г. Запорожье, ул. Жуковского, 64 Запорожский национальный технический университет, зам. главного редактора Качану Алексею Яковлевичу Электронный вариант статьи можно передать по адресу: [email protected]. (максимальный объем письма 2 Мбайта). qndepf`mhe ОБЩИЕ ВОПРОСЫ ДВИГАТЕЛЕСТРОЕНИЯ Л.Г. Бойко, Е.С. Барышева, К.В. Фесенко, Ю.С. Бухолдин, В.Н. Довженко ЧИСЛЕННОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДВУМЕРНОГО ТЕЧЕНИЯ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ СТУПЕНИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ ......................................................................................................................... 8 В.А. Калюжная, В.С.Борисов ВЛИЯНИЕ ЛОПАТОЧНОГО ДИФФУЗОРА ЦЕНТРОБЕЖНОЙ СТУПЕНИ НА ЗАПАСЫ ГДУ И ВИБРОНАПРЯЖЕННОСТЬ РОТОРНЫХ ДЕТАЛЕЙ .............................................................................................. 14 В.И. Дайнеко АВТОРОТАЦИЯ КОМПРЕССОРНЫХ СТУПЕНЕЙ ГТД .......................................................................................... 17 Н.С. Лугинина, М.В. Кузьмин, П.В. Чупин, Ю.Н.Шмотин ВЛИЯНИЕ НЕСТАЦИОНАРНОСТИ ГАЗОВОГО ПОТОКА НА АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ СТУПЕНИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА. ЧИСЛЕННОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ И ЭКСПЕРИМЕНТ .......................................................................................... 21 М.А. Шаровский, А.В. Ивченко, М.Ю. Шелковский РАСЧЕТНЫЙ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ХАРАКТЕРИСТИК СТУПЕНЕЙ КОМПРЕССОРА, СПРОЕКТИРОВАННЫХ МЕТОДОМ СПЕЦИАЛЬНОГО ПРОФИЛИРОВАНИЯ ..................................................... 26 В.Е. Костюк ОСОБЕННОСТИ ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ РЯДА СТРУЙ С ПЛОСКОЙ ПРЕГРАДОЙ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ УСЛОВИЯХ ОБТЕКАНИЯ ПРЕГРАДЫ НАБЕГАЮЩИМ ПОТОКОМ ............................................................................................ 32 В.В. Горин ЭФФЕКТИВНЫЕ КОНДЕНСАТОРЫ В СИСТЕМАХ УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛОТЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ И ОСНОВЫ ИХ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ............................................................................................. 37 В.Н. Довженко, В.П. Парафейник, В.В. Петров, Е.М. Меша, А.Д. Токарев ШУМОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБОКОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ С ГАЗОТУРБИННЫМ ПРИВОДОМ .. 42 Н.И. Радченко, А.А. Сирота, М.А. Тарасенко ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОХЛАЖДЕНИЯ ЦИКЛОВОГО ВОЗДУХА СУДОВЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ........................................................................................................................................................... 46 КОНСТРУКЦИЯ И ПРОЧНОСТЬ Н.В.Дашунин, А.И.Рыбников, Л.Б.Гецов, Н.В.Можайская, И.И.Крюков, С.А.Леонтьев ОПЫТ ДЛИТЕЛЬНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ СТАЦИОНАРНЫХ ГТУ НА МАГИСТРАЛЬНЫХ ГАЗОПРОВОДАХ ЧАСТЬ I. АНАЛИЗ ХАРАКТЕРНЫХ ПОВРЕЖДЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ ............................................................................ 50 А.М. Локощенко, В.В. Назаров, С.В. Новотный, В.К. Ковальков ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПОЛЗУЧЕСТИ И ДЛИТЕЛЬНОЙ ПРОЧНОСТИ ТИТАНОВОГО СПЛАВА ВТ6 ПРИ ТЕМПЕРАТУРЕ 600 0С ............................................................................................................. 56 А.И. Долматов, А.А. Колос СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ................................................................................... 61 А.Г. Кучер, А.В. Тышкевич, П.А. Власенко ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЙ МОНИТОРИНГ ВЫРАБОТКИ РЕСУРСА КРИТИЧЕСКИХ ЭЛЕМЕНТОВ ГТД ..................................................................................................................................................... 65 А.В. Олейник, Н.А. Шимановская ОЦЕНКА ПОГРЕШНОСТЕЙ МОНИТОРИНГА ВЫРАБОТКИ РЕСУРСА АВИАЦИОННОГО ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ .............................................................................................................................................................. 70 А.Н. Михайленко, Т.И. Прибора УВЕЛИЧЕНИЕ РЕСУРСА ТИТАНОВЫХ ДИСКОВ КОМПРЕССОРОВ .................................................................. 75 Н.П. Великанова, Ф.К. Закиев СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ПРОЧНОСТНОЙ НАДЕЖНОСТИ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ТУРБИН АВИАЦИОННЫХ ГТД БОЛЬШОГО РЕСУРСА ..................................................................................................................................... 80 Ю.А. Никитин, В.В. Запорожец, И.Г. Черныш ОСОБЕННОСТИ ОЦЕНКИ ТЕХНОЛОГИЙ СОЗДАНИЯ ЛЕГКОВЕСНЫХ МАТЕРИАЛОВ АВИАЦИОННОКОСМИЧЕСКОГО НАЗНАЧЕНИЯ ............................................................................................................................ 84 M.V. Karuskevich AIRCRAFT LIFE PREDICTION BY THE PARAMETERS OF FOIL SENSORS AND SKIN SURFACE ........................................................................................................................................................ 88 М.Ш. Нихамкин, Л.В. Воронов, И.П. Конев ВЛИЯНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПОВРЕЖДЕНИЙ И ОБЪЕМНЫХ ОСТАТОЧНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ И СОПРОТИВЛЕНИЕ РАЗВИТИЮ ТРЕЩИН В ЛОПАТКАХ КОМПРЕССОРОВ ............................................................................................................ 93 С.А. Войтенко, О.В. Покатов, С.Е. Маркович, В.Н. Фандеев ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАСПРОСТРАНЕНИЯ УСТАЛОСТНЫХ ТРЕЩИН В ПРЕДВАРИТЕЛЬНО ДЕФОРМИРОВАННОМ МАТЕРИАЛЕ ................................................................................... 98 Н. Г. Шульженко, П. П. Гонтаровский, И. И. Мележик ОЦЕНКА ТРЕЩИНОСТОЙКОСТИ ЗАМКОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ ЛОПАТОК ТУРБОМАШИН ............................... 103 Ковальский А.Э. УНИВЕРСАЛЬНАЯ МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ИНКУБАЦИОННОГО ПЕРИОДА КАПЛЕУДАРНОЙ ЭРОЗИИ МАТЕРИАЛА РАБОЧИХ ЛОПАТОК ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ ТУРБИН ....................................................................... 107 СБОРКА И ИСПЫТАНИЯ А.А. Хориков, С.С. Калачев, П.В. Волков К ВОПРОСУ ОБ ОПРЕДЕЛЕНИИ ВИБРАЦИОННЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ПРИ ТЕНЗОМЕТРИРОВАНИИ ЛОПАТОК ТУРБОМАШИН ........................................................................................................................................................ 117 А.Р. Лепешкин, С.А. Лепешкин ФОРМИРОВАНИЕ ИСПЫТАТЕЛЬНЫХ ЦИКЛОВ ДИСКОВ ГТД ПРИ ТЕРМОЦИКЛИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЯХ НА РАЗГОННОМ СТЕНДЕ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ИНДУКЦИОННОГО НАГРЕВА ................................................................................................................................................................ 121 О.Н. Былинкина, Б.Б. Коровин, В.В. Червонюк КОНЦЕПЦИЯ ЛЕТНО-ПРОЧНОСТНЫХ ИСПЫТАНИЙ ВИНТОВЕНТИЛЯТОРОВ АВИАЦИОННЫХ ГТД НОВОГО ПОКОЛЕНИЯ ..................................................................................................... 126 А.Д. Кулаков, В.Г. Подколзин, И.М. Полунин, В.В. Попов МЕТРОЛОГИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ СИСТЕМ ИЗМЕРЕНИЯ ТЯГИ С ПОМОЩЬЮ ЖЕСТКИХ И ГИБКИХ ЗОНДОВ НА СРЕЗЕ СОПЛА ГТД ................................................................. 131 Т. П. Грызлова, Г. Ш. Пиралишвили, В. Т. Шепель МЕТОДИЧЕСКОЕ И ПРОГРАММНОЕ ОБЕСПЕЧЕНИЕ ОБРАБОТКИ НЕСТАЦИОНАРНЫХ ПРОЦЕССОВ НА ОСНОВЕ WAVELET-АНАЛИЗА ............................................................................................................................... 138 Ю.А. Жулай ДИНАМИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ ШНЕКО-ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА В РЕЖИМЕ КАВИТАЦИОННЫХ АВТОКОЛЕБАНИЙ ................................................................................................................................................. 144 Н.Н. Костин, А.В. Шереметьев ИСПЫТАНИЯ НА ПРОЧНОСТЬ РОТОРОВ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ...................................................... 149 В.А. Богуслаев, В.А. Иванков, Д.А.Долматов МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ ИСПЫТАНИЙ ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ ТУРБИНЫ .............................................................................................................................................................. 153 В.А. Максименко, Е.В. Цегельник, С.И. Планковский ОПТИМАЛЬНЫЕ РАЗМЕРЫ ДАТЧИКОВ ТЕПЛОВЫХ ПОТОКОВ ПРИ ИЗМЕРЕНИЯХ В #6# ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫХ ПЛАЗМЕННЫХ И ГАЗОВЫХ СТРУЯХ РАЗЛИЧНОЙ ИНТЕНСИВНОСТИ ............ 158 М.О. Ходак, О.А. Вишневський КРИТЕРІЙ ОЦІНКИ ПРОЦЕСУ ЗНОШУВАННЯ ТА ЙОГО МАТЕМАТИЧНЕ МОДЕЛЮВАННЯ ПРИ ВИПРОБУВАННІ МАТЕРІАЛІВ І ПОКРИТТІВ НА АБРАЗИВНУ ЗНОСОСТІЙКІСТЬ .................................... 162 Г.К. Бахмет, А.В. Лоян, Т.А.Максименко, В.А.Подгорный ПОСТРОЕНИЕ РЕГРЕССИОННЫХ МОДЕЛЕЙ РАБОТЫ СПД МАЛЫХ ТЯГ ...................................................... 170 ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 #7# é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 621.515.1:533.697:519.6 Л.Г. Бойко1, Е.С. Барышева1, К.В. Фесенко1, Ю.С. Бухолдин2, В.Н. Довженко2 1m=ö, %…=ëü…/L 2qja =. !%*%“ì, ÷е“*, L 3…, "е!“, 2е2 , ì.>m.e.>f3*%"“*%ã% &u`h[, r*!=, …= Š3!K%*%ìC!е““%!…/. ì=ø, … n`n &q3ì“*%е mon , ì. l.b.>t!3…ƒе[, r*!=, …= ЧИСЛЕННОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДВУМЕРНОГО ТЕЧЕНИЯ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ СТУПЕНИ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАГНЕТАТЕЛЯ Аннотация: Представлены результаты численного исследования течения в ступени центробежного нагнетателя с помощью метода поверочного расчета. Учет реальных свойств потока осуществлен на основе полуэмпирических зависимостей. Приведено сопоставление расчетных и экспериментальных данных. Центробежный нагнетатель, метод поверочного расчета, сопоставление расчетных и опытных данных Введение Высокие требования, предъявляемые к параметрам центробежных нагнетателей (ЦБН), выдвигают задачу детального анализа течения в проточной части. Трудности экспериментальных исследований параметров течения в проточной части центробежных турбомашин, высокая энергоемкость и дороговизна таких работ определяют необходимость использования математических моделей для исследования течения в элементах ЦБН. 1. Постановка задачи В основе метода расчета, позволяющего определять структуру двумерного течения и суммарные характеристики ступени ЦБН, лежит решение системы уравнений движения невязкого нетеплопроводного сжимаемого газа [1]. Моделирование невязкого течения позволяет получить только представление о структуре потока в проточной части турбомашины, но для адекватного количественного отражения картины течения в исследуемом объекте необходим учет реальных свойств потока. Для используемого численного метода наиболее приемлемым является приближенный подход, подобный предложенному в работах [2, 3 и др]. В правую часть уравнения движения вводится дополнительный член D, имитирующий воздействие на поток диссипативных сил, которое для используемого метода примет вид: r r r r r r r r 1 r ( w ⋅ ∇) ⋅ w + 2ω × w + ω × u + ⋅∇p = D , r r огде w – вектор относительной скорости, ω – угло- r вая скорость, u – вектор окружной скорости, ρ – плотность, p – давление. r Вектор D может быть определен из условия полного перехода работы сил трения в тепло: r r r r D ⋅ w = −T ⋅ w ⋅ ∇S , где Т – температура, S — энтропия. Уравнение (1), записанное в энергетической форме, после преобразования примет вид: r r r r r r w × (∇ × v ) = ∇H − T ⋅ ∇S − D. Полученное уравнение домножим скалярно на r вектор N , направленный перпендикулярно векто- r r ру скорости w и нормали n к поверхности тока S 2 , r v рис. 1. Поскольку N ⋅ D = 0 , то форма уравнения для определения функции тока с учетом вязких эффектов не изменится [1]. Для определения плотности уравнение движения (1) использовано в следующей форме: r r r r r r k −1 1 r w × (∇ × v ) = ∇H + ∇I − ⋅ ∇(ρI ) = − D, k ρ r (2) где v – вектор абсолютной скорости, Н – ротальпия, I – энтальпия, k – показатель изоэнтропы. © Л.Г. Бойко, Е.С. Барышева, К.В. Фесенко, Ю.С. Бухолдин, В.Н. Довженко 2006 г. #8# (1) ρ é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl обратный направляющий аппарат; 6-0' «ПК» – переходный канал. Рис. 2 — Схема проточной части ступени ЦБН Рис. 1 — Представление срединной межлопаточной поверхности После умножения данного уравнения скалярно r на w и осреднения его по окружной координате ϕ уравнение (2) для расчета плотности имеет вид: wξ где F = ∂ρ ∂ρ + wη = ρ⋅F , ∂ξ ∂η 1 1⎛ ξ ∂ I ∂I ⎞ r r ⋅ ⎜w + wη − w ⋅ D или k −1 I ⎝ ∂ξ ∂η ⎟⎠ 1 1⎛ ξ ∂ I ∂I ⎞ ⋅ ⎜w + wη + k −1 I ⎝ ∂ξ ∂η ⎟⎠ ⎛ ∂S ∂S⎞ , + T ⎜ wξ + wη ∂ξ ∂η ⎟⎠ ⎝ F= ξ ,η – оси обобщенной системы координат.. Окружная компонента вектора скорости опре- В каждом из элементов ступени коэффициенты потерь энергии ζ определяются с помощью обобщенных полуэмпирических зависимостей. Величина работы диссипативных сил Lr может быть найдена в долях кинетической энергии потока во входном сечении i-ой подобласти: делена из осредненной по окружной координате ϕ -проекции уравнения движения: r r v ⋅ ∇Г = Dϕ ξ или v ∂Г η ∂Г +v = Dϕ , ∂ξ ∂η T ⎛ ξ ∂S η ∂S ⎞ +v где Dϕ = − Г 2 ⋅ ⎜ v ⎟, ∂η ⎠ v ⎝ ∂ξ Г – циркуляция. Для определения приращения энтропии dQ dS = необходимо определить работу диссиT пативных сил Lr, соответствующую каждому элементу проточной части ЦБН. Расчетная схема ступени нагнетателя представлена на рис. 2, где для подобластей введены следующие обозначения: 0-1 «К» – канал перед рабочим колесом; 1-2 «РК» – рабочее колесо компрессора; 2-3 – щелевой диффузор; 3-4 «ЛД» – лопаточный диффузор или «БЛД» – безлопаточный диффузор; 4-5 «КОЛ» – поворотное колено перед обратным направляющим аппаратом; 5-6 «ОНА» – Lr = ζ ⋅ vi2 . 2 Потери в РК условно представлены в виде суммы потерь на трение в межлопаточных каналах колеса ζ уд . ζ тр и потерь на входе в рабочее колесо В щелевом и безлопаточном диффузорах потери энергии могут быть определены как сумма потерь на трение ζ тр расширения канала и отрыв потока вследствие ζ расш . В лопаточном диффу- зоре суммарные потери на трение ние ζ расш четного ζ ζ тр , расшире- и отклонение угла входа потока от расуд составляют ζ = ζ тр + ζ расш + ζ уд . Учет углов отставания потока выполнен путем коррекции формы поверхности тока S 2 , рис. 1, которая в случае невязкого течения выбирается как ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 #9# é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl срединная межлопаточная поверхность, соответствующая геометрическим параметрам лопаток. Наличие углов отставания приводит к ее деформации. Коэффициенты потерь и величины углов отставания в элементах нагнетателя определяются по зависимостям, аналогичным приведенным в [4-6 и др.]. 2. Исследование модельной ступени «G» В соответствии с изложенным выше алгоритмом выполнена доработка программного комплекса AxCB [1], позволяющего выполнять поверочный расчет осесимметричного течения в ступени ЦБН, а также получать суммарные характеристики. В результате расчета можно получить значения па- На рис. 6 приведены радиальные эпюры угла раметров потока в каждом узле расчетной сетки, которой покрыта расчетная область. Ниже приведено сопоставление расчетных и экспериментальных данных модельной ступени “G”. Модельная ступень “G” состоит из РК, БЛД (рис.3, а) и ОНА (рис.3, б). Характерный диаметр ступени D2 = 508 мм. Рассчитанные характеристики модельной ступени “G” (участок 0-0’) сопоставлены с экспериментальными для режима работы, соответствующему Мu2=0.803 или n = 10362 об/мин. На рисунках 4 и 5 представлены зависимости политропического напора ψ п∗ и политропического КПД η*п от условного коэффициента расхода Ф0 [1]. На графиках маркерами обозначены результаты экспериментальных исследований, сплошной линией – расчетные данные. Следует отметить удовлетворительное согласование расчетных и экспериментальных характеристик тестируемой ступени нагнетателя, среднеквадратичное отклонение не превышает 2.3%. а) б) Рис. 3 — Модельная ступень “G” натекания на лопатки рабочего колеса и чисел Маха в относительном движении на входе и выходе из рабочего колеса на режиме Ф0=0.043. Изолинии чисел Маха при Мu2=0.803 на различных режимах по расходу (круглые маркеры на рис. 4) представлены на рис. 7. Вблизи «расчетного» режима (Ф0=0.043), наблюдается безударный вход на лопатки рабочего колеса. На «нерасчетном» режиме (Ф0=0.033) заметно изменение и перераспределение уровня скоростей. Рис. 4 — Зависимость Рис. 5 — Зависимость ψ п∗ от Ф0 η* п для Мu2 = 0.803 от Ф0 для Мu2=0.803 Рис. 6 — Распределения углов натекания на РК чисел # 10 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Маха в относительном движении по высоте канала: — вход в РК; — выход из РК ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 11 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl а) б) Рис. 7 — Изолинии чисел Маха в проточной части ступени “G” на различных режимах по расходу а ) Ф =0.033, б) Ф0=0.043 0 Выводы Проведенные исследования показали, что моделирование диссипативных свойств путем введения в уравнение движения дополнительных членов, характеризующих изменение энтропии в потоке, позволяет получить удовлетворительные результаты. Результаты тестирования, представленные на рис. 4 и 5, дают возможность сделать вывод об удовлетворительном согласовании расчетных и экспериментальных данных. Литература 1. Метод поверочного расчета течения в проточной части центробежного компрессора и его апробация/ Л.Г. Бойко, А.Е. Демин, Е.С. Барышева, К.В. Фесенко, Ю.С. Бухолдин, В.Н. Довженко// Авиационно-космическая техника и технология: – Науч.-техн. журн. – 2005.- №2(18) – С.42-48. 2. Босман, Эль-Шаарави Квазитрехмерное численное решение уравнений течения газа в турбомашинах// Тр. америк. общ. инж.-мех.: Сер. Теоретические основы инженерных расчетов.– 1977.-Т.99, # 12 # №1.– С.232-241. 3. Хорлок О втором законе термодинамики в адиабатическом течении в турбомашинах// Тр. америк. общ. инж.-мех.: Сер. Теоретические основы инженерных расчетов.– 1971.-Т.93, №4.– С.114-120. 4. Холщевников К.В., Емин О.Н., МитрохинВ.Т. Теория и расчет авиационных лопаточных машин. – М.: Машиностроение, 1986.– 432 с. 5. Ден Г.Н. Проектирование проточной части центробежных компрессоров: Термогазодинамические расчеты. – Л: Машиностроение, 1980. – 232 с. 6. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. – Л.: Машиностроение, 1981.– 351 с. 7. Абрамович Г.Н. Прикладная газовая динамика. – М.: Наука, 1969. – 824 с. Поступила в редакцию 2.06.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. А.В. Амброжевич, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Харьков. é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Анотацiя: Наведені результати чисельного дослідження течії у проточній частині відцентрового нагнітача за допомогою методу перевірочного розрахунку. Урахування в‘язких властивостей потоку виконано на засаді напівемпіричних залежностей. Приведено зіставлення розрахункових та експериментальних даних. Abstract: The data of the computational investigation of the flow in the centrifugal supercharger setting using the 2-D calculation verifying method are presented. The flow viscous effects calculation based on the semi-empirical dependencies is realized. The comparison between computational and experimental data is shown. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 13 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 629.7.036.017.25 В.А. Калюжная, В.С.Борисов Государственное предприятие Запорожское машиностроительное конструкторское бюро «Прогресс» им. ак. А.Г. Ивченко, Украина ВЛИЯНИЕ ЛОПАТОЧНОГО ДИФФУЗОРА ЦЕНТРОБЕЖНОЙ СТУПЕНИ НА ЗАПАСЫ ГДУ И ВИБРОНАПРЯЖЕННОСТЬ РОТОРНЫХ ДЕТАЛЕЙ Аннотация: В статье рассмотрены вопросы влияния лопаточного диффузора центробежной ступени компрессора газотурбинного двигателя на запасы газодинамической устойчивости и вибронапряженность роторных деталей центробежной ступени компрессора. Компрессор высокого давления, центробежная ступень, лопаточный диффузор, газодинамическая устойчивость, пульсация полного давления воздуха, вибронапряженность роторных деталей. Введение В процессе проведения летных испытаний двигателей Д-27 в составе силовой установки самолета Ан-70 неоднократно отмечались случаи растрескивания кромок периферийной части рабочих лопаток колеса центробежного компрессора высокого давления (КВД) двигателя. В некоторых случаях развитие дефекта по времени заканчивалось механическим разрушениям лопаток центробежного колеса (обрыв уголков лопаток), а в самом неблагоприятном случае – отделением фрагмента ободной (выходной) части полотна колеса компрессора вместе с лопатками. Аналогичные дефекты имели место и в процессе проведения специальных стендовых испытаний двигателя Д27. С целью выяснения причин возникновения дефекта и разработки мероприятий по его устранению был выполнен комплекс расчетно-экспериментальных исследований, суть которых изложена в настоящей статье. Объект исследования Анализ результатов летных и стендовых испытаний двигателей Д-27, в процессе проведения которых имели место вышеуказанные дефекты, проводимый с использованием объективных данных, регистрируемых в реальном масштабе времени аттестованной многоканальной комплексной информационно-управляющей системой (МКИУС), позволил сделать вывод о том, что вероятной причиной возникновения дефектов на ободной части колеса ЦБК являются повышенные динамические напря© В.А. Калюжная, В.С. Борисов 2006 г. # 14 # жения, вызываемые нестационарными газодинамическими процессами в проточной части КВД (пульсации давления), характерные для определенных режимов работы двигателя. Для проведения стендовых исследований был собран, препарирован и установлен на стенд двухкаскадный газогенератор двигателя Д-27. Лопатки центробежного колеса были препарированы тензорезисторами, согласно программе исследований вибронапряженности ЦБК. Кроме того, приемниками статического давления была препарирована полость за центробежным колесом. Регистрация величин статического давления в препарированной полости за ЦБК записывалась на стендовые регис т р а т о р ы МКИУС, ГАММ-1101 и магнитный регистратор SONY. В процессе испытаний по исследованию вибронапряженности ЦБК были отмечены случаи газодинамически неустойчивой работы двухкаскадного газогенератора, после чего проточная часть компрессора газогенератора была дополнительно препарирована приемниками полного и статического давления. Схема препарированного КВД двухкаскадного газогенератора представлена на рис.1. Измерение величин давления воздуха в проточной части и препарированных полостях компрессора производилось датчиками давления типа «Сапфир» и МИДА. Измерение пульсаций давления – датчиками типа ДМИ. Регистрация параметров производилась на указанные выше стендовые регистраторы. Ход и результаты испытаний é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl 2 1 4 Амплитудно-спектральный анализ записей параметров газогенератора с колебаниями давления по проточной части компрессора показывает, что в препарированных сечениях за КВД, в полости за ЦБК возникают колебания давления воздуха с частотой f = 14,65 Гц. Ранее, при стендовых испытаниях однокаскадного газогенератора двигателя (компрессор высокого давления в этих испытаниях устанавливался с двигателя, снятого с летной эксплуатации по причине неустойчивой работы) были получены колебания давления с частотой f = 14,65 Гц при определении границы «нижнего срыва» КВД. Следовательно, явление возникновения колебаний с указанной выше частотой присуще компрессору высокого давления двигателя Д-27. Рис. 2 – Изменение величины статического давления за КВД и в полости за центробежным колесом 3 Таким образом, проведенными исследованиями установлено, что причиной возникновения неустойчивой работы компрессора, имевшей место на двигателях Д-27 в процессе летных испытаний, Рис. 1 – Схема препарировки КВД двухкаскадного газогенератора двигателя Д-27 1– Т–образный насадок измерения давления воздуха перед КВД; 2– Т–образный насадок измерения давления воздуха за лопаточным диффузором ЦБК; 3– Измерение давления воздуха в полости отбора воздуха на нужды двигателя и летательного аппарата; 4–препарированные сечения в полости за ЦБК Испытания двухкаскадного газогенератора по определению вибронапряженности лопаток ЦБК проводились медленным перемещением РУДа для вывода газогенератора на режим закрытия КПВ КНД (режим πкΣ =17,5). При этом, на режиме, соответствующем πкΣ =16,7 (КПВ КНД открыты) , nВД пр =18710 об/мин, nНД пр =13020 об/мин возникало резкое повышение статического давления в полости за ЦБК (рис. 2). Выполнялся плавный выход на взлетный режим, КПВ КНД закрывались до режима возникновения неустойчивой работы – на режиме πкΣ =16,4. Неустойчивой работы газогенератора с открытыми КПВ КНД и в момент их закрытия не возникло. При выходе на взлетный режим - πкΣ =22,86 , nВД пр =19680 об/мин, nНД пр =14000 об/мин также произошел резкий рост статического давления, сопровождавшийся ростом температуры tТНД до 941оС. Газогенератор был экстренно остановлен. Анализ записей РКВД и Р*вх и показаний тензорезисторов показал, что в момент резкого повышения статического давления в полости за ЦБК, в компрессоре газогенератора возникают колебания давления РКВД, аналогичные тем, что возникали на двигателях Д-27 при эксплуатации на самолете Ан-70 в полетах на высотах Н >3000 м и различных скоростях полета, а также повышенные динамические напряжения (до 12 кг/см2) в ободной части колеса центробежной ступени компрессора. τ , с τ , является возникновение срывных колебаний потока воздуха в компрессоре высокого давления с частотой f = 14,65 Гц. Возникновение срывных колебаний давления воздуха сопровождается повышением уровня статического давления в полостях за рабочим колесом центробежной ступени КВД и уровня динамических напряжений в ободной части колеса ЦБК. В момент начала срывных колебаний происхо- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 15 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl дит резкое уменьшение давления за КВД, уменьшение давления за лопаточным диффузором ЦБК и повышение давления в полости за ЦБК. Рассматриваемый фактор указывает на возможную зону зарождения (возникновения) срывных колебаний давления потока воздуха – лопаточный диффузор центробежной ступени, точнее – входной участок первого ряда лопаточного диффузора. В некоторых исследованиях центробежных компрессоров высказываются предположения, что возникающие в центробежных компрессорах колебания давления с достаточно низкой частотой f = 7ѕ…19 Гц происходят на входных участках лопаточных диффузоров и не зависят от режима работы компрессора (частоты вращения ротора). Дальнейший анализ результатов испытаний двухкаскадного газогенератора при возникновении колебаний давления показывает, что имеет место смещение срывной зоны по окружности во времени. Полный оборот срывной зоны происходит за τ ≈ 0,07 с. Частота вращения срывной зоны составляет f ≈ 1/0,07=14,65 Гц. Частота вращения ротора КВД на этом режиме составляет nВД = 18600 об/мин или 310 об/с. Относительная скорость перемещения срывной зоны составляет ϖ = 14,65 310 = 0,047 . Решение проблемы Одним из эффективных методов повышения запасов ГДУ центробежного компрессора является уменьшение площади проходного сечения в «горле» лопаточного диффузора ЦБК за счет уменьшения высоты канала. Указанное мероприятие приводит к уменьшению углов атаки на лопатках первого ряда лопаточного диффузора и повышению уровня располагаемых запасов ЦБК. С этой целью высота лопаток первого ряда двухрядного лопаточного диффузора ЦБК была уменьшена на величину 0,7 мм. После подрезки средняя высота канала в «горле» первого ряда лопаточного диффузора составила hГ ср = 10,18 мм. С выполненной доработкой двухкаскадный газогенератор был установлен на стенд для проведения стендовых испытаний по оценке эффективности указанного мероприятия. Стендовые испытания показали эффективность введенного мероприятия. Амплитудно-спектральный анализ параметров по проточной части газогенератора показал, что колебаний давления воздуха РКВД с частотой f ≈ 14,6 5 Гц при работе газогенератора не наблюдалось. Введенные мероприятия дали положительный эффект по повышению запасов ГДУ компрессора высокого давления, при этом устранены условия возникновения повышенного уровня вибронапряженности лопаток центробежной ступени компрессора двигателя Д-27. Литература 1. Н.Кампсти Аэродинамика компрессоров/ –М.: Мир, 2000.– 688 с. 2. К.Тояма и др. Экспериментальное исследование помпажа в центробежных компрессорах/ –Ж. Теоретические основы инженерных расчетов, №1, 1977. – 245 с. Поступила в редакцию 25.07.2006 г. Анотація: Розглянуті питання впливу втрати газодинамічної стійкості компресора високого тиску на виникнення підвищеної напруги в лопатках центробіжної ступенi авiацiйного двигуна. Abstract: The questions of influence of loss gas dynamic stability margins of the compressor on origin of the increased stresses in blades of a centrifugal stage of high pressure compressor of the engine D-27 are considered. # 16 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 621.438 В.И. Дайнеко Севастопольский национальный технический университет, Украина АВТОРОТАЦИЯ КОМПРЕССОРНЫХ СТУПЕНЕЙ ГТД Аннотация: Рассмотрены вопросы экспериментально-аналитического исследования авторотации компрессорных ступеней газотурбинных двигателей. Представлены результаты исследования. Приводятся экспериментальные данные и аналитические зависимости. Выполнен анализ полученных результатов. Уточнен механизм авторотации компрессорной ступени. Предложены аналитические зависимости для расчета. Даются рекомендации по их использованию Режимы, эксплуатационные показатели, авторотация, компрессорные ступени, воздушный поток, треугольники скоростей, вращающий момент, мощность, лопаточный аппарат 1. Анализ проблемы и постановка задачи исследования Авторотация компрессорных ступеней газотурбинного двигателя возникает при отсутствии вращающего момента на валу от приводной турбины и наличии набегающего воздушного потока в его проточную часть. Такие условия возможны при срыве пламени в камере сгорания или отключения топлива, по каким-либо причинам. Это характерно для авиационных ГТД в полете [1], а также для любых других транспортных средств, таких как суда, тепловозы, автомобили, которые движутся, имея на себе газотурбинный двигатель с отключенной камерой сгорания [2]. Аналогичные режимы появляются при запуске ГТД наддувом при использовании сжатого воздуха, подаваемого на вход компрессора для проворачивания ротора при очистке проточной части двигателя жидким или твердым очистителем, транспортируемым сжатым воздухом, подаваемым на вход компрессора и т.п. Обтекание лопаточного аппарата в проточной части компрессора ГТД на таких режимах имеет свои особенности. Данные режимы не являются основными рабочими, они не входят в диапазон энергогенерирующих силовых, а носят функцию вспомогательных, но характерных для ГТД. В то же время такие режимы часто встречаются в эксплуатационных условиях. Например, на этих режимах производится запуск в полете авиационных ГТД, определяется величина лобового сопротивления неработающего двигателя на легких быстроходных судах на подводных крыльях и воздушной подушке. Поэтому их исследование, определение условий протекания и характеристик позволяет повысить уровень эксплуатации двигателей и является актуальной задачей. Вы- вод аналитических зависимостей для расчета таких режимов, позволяет оценить их энергетические возможности на стадии проектирования. Данная работа в определенной мере посвящена этому вопросу. 2. Основные положения аналитического подхода к определению характеристик режима Основными параметрами, характеризующими эксплуатационные показатели компрессора ГТД на различных режимах его работы, является потребляемая мощность и вращающий момент [3]. А на режимах авторотации - создаваемая мощность и вращающий момент [1, 6]. Улучшение этих показателей становится актуальным на любых эксплуатационных режимах. Повышение качества таких режимов улучшает тактико-технические данные двигателя и делает его более эффективным в эксплуатации [4, 5]. Для качественной оценки процесса и уточнения механизма авторотации на этих режимах воспользуемся уравнением Эйлера [4], позволяющим определить внутреннюю мощность компрессорной ступени на основании уравнения моментов количества движения: N = G (U1Сu1 - U2Сu2). (1) Выразим с помощью уравнения неразрывности [5] абсолютную скорость входа воздуха на рабочие лопатки и относительную скорость выхода из них (рис. 1): С1 = С1р GV ; W 2 = W 2p G V , (2) (3) где G = G / G P , V = V / V P - расход и удельный © В.И. Дайнеко 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 17 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl объем воздуха, отнесенные к таковым на номинальном режиме, соответственно; параметры с индексом р относятся к расчетному режиму, с индексом u - окружные составляющие абсолютных и относительных скоростей. нять практически неизменным (d1= d2). Разделив уравнение (9) на (10), получим выражение для определения относительной мощности, т.е. мощности режима авторотации, отнесенной к мощности, потребляемой компрессором на расчетном режиме: N= ⎝ Исходя из того, что углы выхода потока α1 и β2 на расчетных режимах не зависят от угла атаки и остаются неизменными (что справедливо для решеток большой густоты [4]), на основании уравнений (2) и (3) и из треугольников скоростей лопаточного аппарата (рис. 1) можно предложить следующие соотношения: ; (4) Сu2 = W u2 -U2; (5) W u2 = W u2р G V (6) ; W uр2 = Cu2p + U2p. ⎞⎤ ⎟⎥ ⎟ , ⎠⎥⎦ (11) ⎛ ⎞ d где K = U 2P / ⎜⎜ Cu2p + 1 Cu1p ⎟⎟ - коэффициент, хаd Рис. 1 – Треугольники скоростей компрессорной ступени на компрессорном и авторотационном режимах Сu1 = Cu1p G V ⎡ ⎛ 2 N n = G V n ⎢1 + K ⎜⎜1 − NP ⎢⎣ ⎝ GV (7) 2 ⎠ рактеризующий параметры ступени, вычисляется для каждой ступени по значениям величин скоростей потока на расчетном режиме. Вращающий момент ступени компрессора на режимах авторотации, с учетом М=N/n , может быть определен по следующей зависимости: M = ⎛ 2 ⎡ M n = G V ⎢1 + K ⎜⎜1 − MP G V ⎝ ⎣⎢ ⎞⎤ ⎟⎥ . ⎟ ⎠⎦⎥ (12) На номинальном режиме момент и мощность определяются из выражений: M = G2· V; (13) N = G2·V· n. (14) Подставим полученные выражения в уравнение (1) и после некоторого преобразования получим: Такой вид выражений не противоречит общепринятым зависимостям, что подтверждает правильность рассуждений и выводов. ⎡U ⎛ U2 N = GU 2 GV ⎢ 1 Cu1p + Cu2p + U 2 p ⎜1 − ⎜ ⎢U 2 ⎝ GVU 2 p ⎣ 3. Экспериментальные исследования и анализ полученных результатов ⎞⎤ ⎟⎥ ⎟⎥ . (8) ⎠⎦ Так как окружную скорость можно выразить через диаметр и частоту вращения (U=π·d·n), то уравнение (8) можно преобразовать и получить его в следующем виде: ⎡d ⎛ n N = Gπd 2 nGV ⎢ 1 Cu1p + Cu2p + U 2 p ⎜⎜1 − ⎢⎣ d 2 ⎝ GV ⎞⎤ ⎟⎥ . ⎟ ⎠⎥⎦ (9) Учитывая, что на расчетном режиме G = 1, V = 1, n = 1, то выражение для определения мощности компрессорной ступени на этом режиме можно записать в виде: ⎛ ⎞ d N p = Gр πd 2 nр ⎜⎜ C u2p + 1 C u1p ⎟⎟ , d 2 ⎝ ⎠ (10) где d1 и d2 - диаметры входа рабочего тела в ступень и его выхода, для осевой ступени можно при- # 18 # В лаборатории судовых турбин Севастопольского национального технического университета были проведены исследования режимов авторотации на серийном двигателе марки ГТД-3Ф открытого цикла, oднопроточной конструкции, номинальной мощностью 750 кВт, с разрезным валом, семиступенчатым компрессором, двухступенчатой турбиной турбокомпрессорного вала и одноступенчатой, свободной силовой турбиной для привода потребителя. В процессе исследования измерялись частота вращения, мощность и расход воздуха на различных режимах ГТД. Результаты исследования представлены на рис. 2, 3, 4. Рис. 2 – Изменение давления (Р) в проточной части компрессора на различных режимах авторотации. é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl G1<G2<G3<G4 - расходы воздуха в проточной части на этих режимах При этом давление и температура газа измерялись по ступеням компрессора, а мощность на валу с помощью специального тормозного устройства. Измеряемые параметры фиксировались на осциллограмме с помощью шлейфового осциллографа Н-700 и контролировались приборами. Рис. 3 – Схема лопаточного аппарата и треугольники скоростей компрессорной ступени: а – в компрессорном режиме; б – на режиме авторотации давление, т.е. работают в компрессорном режиме, средние в гидротормозном, а последние в турбинном, сообщая ротору вращающий момент (рис. 2). Это следует и из анализа уравнения (12). В зависимости от соотношения частоты вращения и объемного расхода мощность ступени может принимать как положительное, так и отрицательное значение (рис. 4). Уменьшение проходного сечения проточной части, повышенный расход и приводят к тому, что на этих режимах последние ступени работают с определенным перепадом и переходят в турбинный режим, так как на вход компрессора поступает поток воздуха повышенного давления, скорость его больше скорости лопаток, поэтому он и увлекает их, заставляя вращаться ротор. На режимах авторотации компрессор работает не в режиме потребления, а в режиме создания вращающего момента, поэтому данный фактор сказывается еще значительнее, так как проточная часть проектировалась на расчетный режим, на режимах авторотации не соответствует изменившимся рабочим условиям обтекания, что приводит к ударному входу воздуха на лопаточный аппарат ступеней компрессора, создавая турбулизацию потока, повышение потерь и низкую экономичность работы ступени (рис. 3). Эффективность ступеней при этом будет невелика, так как лопаточный аппарат рассчитан на другие условия работы, но положительный вращающий момент появляется и величина его пропорциональна разности скорости набегающего потока и лопатки (рис. 4). Мощность компрессора на режимах авторотации будет равна сумме мощностей компрессорных ступеней: τ N к = ∑ Ni . i =1 (15) Аналогично определяется и вращающий момент, развиваемый компрессором: τ Mк = ∑Mi . i =1 (16) На рис. 4 представлена зависимость вращающего момента от частоты вращения и расхода воздуха по результатам испытания и расчетов. Анализ результатов исследования показывает, что на установившихся режимах авторотации, которые определяются соответствующим расходом воздуха, первые ступени компрессора повышают Рис. 4 – Зависимость вращающего момента (М) от частоты вращения ротора компрессора (n) на различных режимах авторотации: G - расход воздуха в проточной части Пунктиром отмечены граничные значения частоты вращения, при которых гидравлическое ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 19 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Литература сопротивление компрессора для данного расхода равно нулю. Как следует из рис. 4, область турбинных режимов (-Мк) будет тем больше, чем больше расход воздуха и меньше частота вращения. Заключение Таким образом, с помощью предложенных аналитических выражений можно определить мощность режима авторотации компрессора, можно конкретизировать энергетические затраты на этот режим, экономичность и ряд других характеристик, оценив их эксплуатационную целесообразность. Поскольку при выводе данных формул использовались известные общепринятые уравнения (уравнение неразрывности и уравнение Эйлера), то можно считать, что они в значительной мере универсальны и обладают достаточной точностью для практических расчетов. 1. Алабин М.А., Кац Б.Н., Литвинов Ю.А. Запуск авиационных двигателей. –М.: Машиностроение, 1968. –228 с. 2. Горелов А.П. Эксплуатация корабельных газотурбинных установок. –М.:Воениздат, 1972. –312 с. 3. Ребров Б.В. Судовые газотурбинные установки. –Л.: Судпромгиз, 1961. –539 с. 4. Котляр И.В. Судовые газотурбинные установки. –Л.: Судостроение, 1967. –283 с. 5. Васильев В.К. Теория судовых турбин. –Л.: Судпромгиз, 1955. –481 с. 6. Дайнеко В.И. К вопросу исследования режимов авторотации ГТД. –Изв. вузов. Авиационная техника, 1987. –№ 4. –С. 36–37. Поступила в редакцию 20.05.06 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Федоровский К.Ю. Севастопольский национальный технический университет Анотація: Розглянутi питання експериментально-аналiтичного дослiдження авторотацiї компресорних ступеней газотурбiнних двигунiв Представленi результати дослiдження. Подаються експериментальнi данi та аналiтичнi залежностi. Виконано аналiз одержаних результатiв. Уточнений механiзм авторотацiї компресорної ступенi. Подаються аналiтичнi залежностi для розрахункiв. Даються рекомендацiї щодо їх використання. Abstract: The examine questions experiments-analitics investigation autorotation the compressors stage gas-turbine engine. Present result the investigation. Offer experiment facts and analitics dependence. Fulfil analiz receive results. Specify mechanism autorotation the compressors stage. Propose analitic dependece for calculation. Give of introduction at application. # 20 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 533.6 Н.С. Лугинина, М.В. Кузьмин, П.В. Чупин, Ю.Н.Шмотин ОАО «НПО «Сатурн», Россия ВЛИЯНИЕ НЕСТАЦИОНАРНОСТИ ГАЗОВОГО ПОТОКА НА АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ СТУПЕНИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА. ЧИСЛЕННОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ И ЭКСПЕРИМЕНТ Аннотация: В настоящей работе представлены результаты нестационарного численного моделирования пространственного течения газа в ступени осевого компрессора газотурбинного двигателя, оценка амплитудно-частотных характеристик пульсаций потока на входе в рабочее колесо, а также результаты численного моделирования вибронапряжений в рабочей лопатке на расчетном режиме. Нестационарность, амплитудно-частотная характеристика, анализ вибронапряжений Введение ступени показана на рисунке 1. Развитие науки и техники на сегодняшний день позволяет численно подходить к решению задачи о моделировании течения газа в турбомашинах, что позволяет снизить степень технического риска при проектировании, значительно снизить материальные затраты и уменьшить время создания машины. Стандартными, в практике решения подобных вопросов, являются задачи в стационарной постановке, однако в них невозможно учесть некоторые важные моменты (статор-ротор взаимодействие, вторичные течения, взаимодействие следов). Решением данного вопроса, с точки зрения аэродинамики, является нестационарное моделирование. Рис. 1 – Геометрическая модель 1. Актуальность темы Необходимость нестационарного моделирования задачи вызвана требованиями точности предсказания параметров конструкции на этапе проектирования, кроме того, решение аэродинамической задачи в нестационарной постановке позволяет получить нестационарные поля давления, с помощью которых возможна оценка амплитудно-частотной характеристики потока, действующего на лопатку. Полученные в нестационарной аэродинамической задаче поля температур и давлений позволяют выполнить численный анализ вибронапряжений в рабочих лопатках на этапе проектирования. 2. Объект исследования В качестве объекта исследования выбрана сверхзвуковая ступень осевого компрессора промышленной газотурбинной установки. Геометрия 3. Влияния нестационарности газового потока на аэродинамические характеристики ступени осевого компрессора На предварительном этапе была выполнена серия исследовательских работ в 2D постановке, направленная на исследование влияния постановки задачи, расчетной сетки и разностной схемы на результаты численного моделирования нестационарного статор - ротор взаимодействия. Трехмерная геометрия использовалась для создания расчетных областей в программном комплексе CFX-TASCflow v2.12.02. Для упрощения задачи на данном этапе рассматривалась 3D модель без учета входного стоечного узла (рисунок 2). Рис. 2 – Сеточная модель В качестве граничных условий на входе зада- © Н.С. Лугинина, М.В. Кузьмин, П.В. Чупин, Ю.Н. Шмотин 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 21 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl ны (рисунок 4). Нестационарный расчет Стационарный расчет Рис. 4 – Контуры числа Маха в периферийном сечении в параметр Δ π∗, % Δη∗, % ВНА+РК+НА -0.23 -0,82 РК -0.502 1.925 данные отнесены к нестационарному расчету вались полное давление, полная температура, угол потока и параметры турбулентности, расчет проводился на режиме n = 1.0. Соотношение количества лопаток ступени без стойки составляет 42*23*46 / ВНА*РК*НА, поэтому для корректного проведения нестационарного расчета необходимо моделировать сектор в 360°. Для снижения вычислительных затрат при нестационарном численном моделировании в данной работе используется подход, основанный на масштабировании газодинамических полей параметров на границе «статор - ротор» средствами CFX-TASCflow - на границе расчетных сеток происходит передача данных в окружном направлении путем масштабирования (сжатие или растяжение) эпюры на коэффициент равный отношению шагов соседних венцов (в данном случае 21/23). На диаграммах (рисунок 3) представлено сравнение интегральных параметров для задачи в стационарной и нестационарной постановке. Рис. 3 – Сравнение интегральных характеристик стационарного расчета (1) и нестационарного (2), осредненного по времени Как видно из рисунка 3 и таблицы 1 учет неста- относительном движении В стационарном расчете все следы и вторич- ные течения за ротором осреднены на границе расчетных сеток, что меняет картину обтекания НА. Головной скачок с входной кромки РК при нестационарном моделировании распространяется в канале ВНА, причем картина изменяется с течением времени; в осевом зазоре между РК и НА имеет место взаимодействие следа от лопатки рабочего колеса с входной кромкой НА. Анализ выполненных расчетов показывает необходимость нестационарного численного моделирования для детального исследования течения газа в турбомашинах. Кроме того, решение задачи «статор-ротор» взаимодействия позволяет получить нестационарные поля давления, для определения амплитудно-частотной характеристики потока, действующего на лопатку и оценки уровня вибронапряжений венца. 4. Оценка амплитудно-частотных характеристик потока газа ционарности приводит к значительному изменению интегральных характеристик как ступени в целом, так и отдельных венцов. Таблица 1 Сравнение интегральных параметров для стационарной и нестационарной задачи. Кроме того, следует отметить, что картины течения вариантов расчета принципиально различ- # 22 # При обтекании вращающейся рабочей решетки неоднородным, меняющимся во времени потоком возникают вынужденные колебания лопаток, а при определенных условиях возможен резонанс, когда собственная частота колебания лопатки совпадает с частотой возбуждения. Так как возбуждение рабочей лопатки главным образом провоцируется следами от впереди стоящих решеток, то для большей достоверности будем рассматривать задачу с ВНА и стойкой, расположенных перед РК. Как видно из рисунка 5 на выходе из ВНА имеет место неоднородное поле, и é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl четко просматриваются следы от ВНА и стоек. Рис. 5 – Распределение параметров на выходе из ВНА (перед РК) На рисунке 6 представлена расчетная сетка 3D задачи. Общая размерность задачи составляет 7 850 000 узлов. Расчет был проведен с использованием комплекса вычислительной газовой динамики ANSYS CFX-10 в течении 24 дней на 4 про- цессорах вычислительного кластера НПО «Сатурн» и занял 500 Гб дискового пространства. Рис. 6 – Сеточная модель для 3D расчета Для оценки амплитудно-частотных характеристик газового потока был выбран один из номинальных режимов работы газотурбинной установки, соответствующий приведенной частоте вращения ротора n = 0,85 (рисунок 7). Рис. 7 – Результаты расчета задачи в нестационарной постановке Выбор шага по времени для решения задачи о нахождении амплитудно-частотной характеристики имеет критическое значение для точности предсказания. Шаг должен выбираться, исходя из требования воспроизведения частот, генерирующихся при статор-ротор взаимодействии. Зная шаг по вре- мени можно определить диапазон частот, которые гарантированно можно отследить для данной задачи (таблица 2). Таблица 2 Оценка гарантированного диапазона частот для различных вариантов расчета. Для определения амплитудно-частотной характеристики используется изменяющееся во времени поле статического давления в точке на периферии в области входной кромки ротора, где наблюдались наибольшие пульсации в эксперименте. Амплитудно-частотная характеристика получена разложением давления в бесконечный ряд Фурье: Δ t, с f min, Гц f max, Гц 1.0025e-05 64 99 975 f (t ) = a0 N h + ∑ (a k cos(kt ) + bk sin (kt )) , 2 k =1 при этом делается предположение о том, что функция периодическая. Для каждой гармоники k находятся коэффициенты разложения по косинусу и синусу, а также амплитуда колебаний. В ходе предварительной работы были проведены исследования необходимого промежутка времени достаточного для качественного предсказания низких частот пульсаций потока. Для данной задачи временной интервал выбирался равным прохождению ротором 4 стоек (≈0,003 с). Разложение нестационарного давления на поверхности лопатки в ряд Фурье позволяет выделить в спектре частот гармоники, которые могут привести к возбуждению лопатки. На рисунке 8 представлена амплитудно-частотная диаграмма, согласно которой можно выделить значения частот, для которых характерны пики амплитуды и их соответствие гармоникам окружной неравномерности. Рис. 8 – Амплитудно-частотная диаграмма ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 23 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl В данном случае имеют место гармоники, соответствующие количеству стоек (6) и кратные им (12,18,…ѕ), а также гармоники, соответствующие количеству ВНА (42) и кратные (84,…ѕ). Следует отметить, что гармоника k=42 соответствует и числу ВНА и кратна числу стоек, поэтому амплитуда, соответствующая обеим компонентам, накладывается одна на другую. Для оценки влияния полученных амплитуд пульсаций давления на поведение рабочей лопатки был проведен нестационарный динамический расчет в программном комплексе ANSYS (рисунок 10). Как видно из рисунка численный анализ имеет хорошее согласование с экспериментом. Таким образом, методика, разработанная на НПО «Сатурн», для оценки уровня динамических напряжений на рабочей лопатке может быть успешно применена в процессе проектирования турбокомпрессоров. Рис. 10 – Диаграмма уровня вибронапряжений рабочей лопатки Заключение На диаграмме Кэмпбелла, показанной на рисунке 9, представлены собственные частоты колебаний рабочих лопаток по первым шести собственным формам, а также нанесены частоты возбуждения, полученные из аэродинамических расчетов и экспериментальные данные (результаты тензометрирования). Как видно из диаграммы, конструктивные элементы – стойки (z0=6) могут стать источником резонансных колебаний рабочей лопатки по второй и третьей собственным формам. В результате проделанной работы выполнен анализ влияния нестационарности газового потока ступени осевого компрессора ГТД, разработаны методики определения амплитудно-частотных ха- Рис. 9 – Диаграмма Кэмпбелла 5. Оценка уровня вибронапряжений в рабочих лопатках При создании турбокомпрессоров важной задачей является прогнозирование вибронапряженности рабочих лопаток ещё на этапе проектирования, с целью минимизации рисков разрушения в рабо- рактеристик потока, действующего на рабочее колесо, а также численной оценки вибронапряжений, которые могут быть использованы ещё на стадии проектирования лопаточного венца. Литература 1. Численное моделирование нестационарных явлений в газотурбинных двигателях: Научное издание / Августинович В.Г., Шмотин Ю.Н. и др. – М.: Машиностроение, 2005. – 536 с. 2. User Documentation CFX-TASCflow 3. User Documentation ANSYS CFX-10 4. ANSYS User Manuals. Release 8.0. 5. Н. Кампсти. Аэродинамика компрессоров: Пер. с англ. – М: Мир, 2000. – 688 с. 6. Динамика авиационных газотурбинных двигателей / Биргер И.А., Шорр Б.Ф. – М.: Машиностроение, 1981. – 232 с. те, вследствие высокого уровня динамических напряжений. # 24 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Поступила в редакцию 25.07.06 г. Рецензент: д-р техн. наук, профессор, зав. кафедрой общей и технической физики Рыбинской государственной авиационной технологической академии Пиралишвили Шота Александрович Анотацiя:У роботі представлено результати нестаціонарного чисельного моделювання просторового плину газу в ступені осьового компресора газотурбінного двигуна, оцінка амплітудно-частотних характеристик пульсацій потоку на вході в робоче колесо, а також результати чисельного моделювання вібронапружень у робочій лопатці на розрахунковому режимі. Adstract: The work presents the results of unsteady numerical simulation of three-dimensional gas flow in an axial-flow compressor stage of gas turbine engine, amplitude-frequency characteristics estimation for flow fluctuation on impeller inlet and also the results of numerical simulation of vibration voltages in rotor blade on design flow regime. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 25 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 621.438.001.24 М.А. Шаровский, А.В. Ивченко, М.Ю. Шелковский ГП НПКГ“Зоря”-“Машпроект” , Украина РАСЧЕТНЫЙ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ХАРАКТЕРИСТИК СТУПЕНЕЙ КОМПРЕССОРА, СПРОЕКТИРОВАННЫХ МЕТОДОМ СПЕЦИАЛЬНОГО ПРОФИЛИРОВАНИЯ Аннотация: В работе рассмотрены результаты расчетного и экспериментального анализа структуры течения в шестиступенчатом компрессоре, последние три ступени которого были спроектированы по методу заданного закона средней линии межлопаточного канала. Рассмотрены наиболее интересные результаты исследований компрессора на стенде Турбомашина, компрессор, профиль, средняя линия, рабочее колесо, к.п.д., эксперимент, характеристика Введение Стремление к снижению расхода топлива, а также габаритов газотурбинных двигателей требует создания компрессоров с более высокими степенями повышения полного давления и КПД, чем в системах, применяемых в настоящее время. Это предполагает использование в компрессорах ступеней с большой аэродинамической нагрузкой [1]. Стандартные серии профилей лопаток осевых компрессоров, такие как NACA-500, BC-10, A-40, которые получили широкое применение в большинстве конструкций осевых компрессоров, не могут обеспечить повышенные углы поворота потока с высоким КПД. Поэтому научно-исследовательская деятельность в этой области направляется на разработку новых методов проектирования лопаток и на исследование их характеристик, как на стендах плоских решеток, так и на вращающихся ступенях. Один из возможных путей – разработка профилей лопаток с нетрадиционной формой средней линии, отличной от обычно используемой. был выбран высокий сжатия уровень окружной скорости Uк1=420 м/c (λ1u=1,374). При этом первые три ступени были спрофилированы по классической методике, а последние три ступени (4-6) были спрофилированы по методу заданного закона средней линии межлопаточного канала решеток ступеней компрессора. Коэффициент адиабатического напора последних трех ступеней был выбран равным H т ≅ 0,32 ÷ 0,33 , а коэффициент диффузорности по Либляйну D w рк ≅ 0,51 ÷ 0,52 . Основные параметры ступеней 4-6 приведены в табл.1. Таблица 1 Основные параметры ступеней 4-6 Число Рейнольдса по хорде первого рабочего колеса Re = 1. Объект и цели исследований На предприятии ГП НПКГ “Зоря - Машпроект” совместно с МВТУ им. Баумана разработана по специальной методике профилирования и изготовлена серия профилей лопаток для осевого шестиступенчатого компрессора. В расчетной точке компрессор должен обеспечивать πк – 9, η ад* – 0,87. Для обеспечения данной степени © М.А. Шаровский, А.В. Ивченко, М.Ю. Шелковский 2006 г. # 26 # W1b1 , численно равно 1,8·106. ν1 № ступени 4 5 6 Коэффициент расхода С1а 0,477 0,461 0,467 Коэффициент теоретического напора Нт 0,320 0,323 0,331 Диффузорность по Либляйну Dw рк 0,511 0,515 0,520 é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl ного профилирования Решетки компрессора были исследованы как расчетными, так и экспериментальными методами. Основной целью проводимых расчетных и экспериментальных исследований было подтверждение проектных параметров компрессора и изучение газодинамических характеристик решеток профилей, спрофилированных по специальной методике. Расчетные исследования проводились с использованием программно-вычислительного комплекса “FlowER”. 2. Расчетная методика профилирования Суть расчетной методики профилирования лопаток изложена в работах [2-3]. Она состоит в том, что задается закон движения частиц по средней линии тока межлопаточного канала в соответствии с целесообразным законом распределения аэродинамической нагрузки на профилях [2]. Решение обратной задачи гидродинамики осуществляется по методу Лагранжа для стационарного плоского невязкого газового потока, дополненного моделью пристеночного вязкого слоя. При этом учитывается обратное влияние пограничного слоя на основной поток, как по вытеснительному эффекту, так и по эффекту сопротивления; расчетное значение формпараметра пограничного слоя H = δ * / δ ** используется в качестве приближенной оценки вероятности отрыва [3]. Характерной особенностью таких решеток является то, что они способны существенно снизить остаточную градиентность потока на выходе из межлопаточных каналов [4]. Форма профилей, полученных данным методом, отличается наличием обратной вогнутости в районе выходной кромки, т.н. S-образностью (рис.1). Визуализация течения в 4РК, 4НА в номинальной точке установки представлена на рисунках 23. Из анализа результатов расчета следует, что в 4РК, 4НА на стороне разрежения вблизи выходной кромки имеются сечения, в которых наблюдается отрыв потока. Визуализация течения в выходном направляющем аппарате вблизи границы устойчивости компрессора представлена на рис.4. Отрывные зоны занимают значительную часть межлопаточного канала. Следует отметить, что по конструктивным соображениям густота ВСА была понижена на 15% по сравнению с проектным значением. Расчет течения при проектной густоте показал некоторое улучшение структуры течения в межлопаточном канале ВСА, однако отрывной характер течения сохранился. Несмотря на это, установлено, что расчетные значения коэффициента напора на последних трех ступенях близки к проектным. Рис. 2 – Визуализация течения потока в меридиональном сечении 4 РК Рис. 3 – Визуализация течения потока в меридиональном 3. Расчетный анализ Газодинамические параметры шестиступенчатого компрессора были рассчитаны в трехмерной вязкой постановке с помощью программного комплекса FlowER [5]. Моделирование турбулентности осуществлялось с помощью дифференциальной модели Ментера SST (степень турбулентности на входе ε = 5%). Расчет производился на сетке 400 000 ячеек в венце (68Ѕ68Ѕ88). Моделирование радиальных зазоров не осуществлялось для улучшения сходимости решения. сечении 4НА Рис. 1 – Форма профиля, полученного методом специальРис. 4 – Визуализация течения потока в меридиональном сечении 6 НА ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 27 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl пы. Также определялись расход воздуха и частота вращения ротора компрессора. Радиальные эпюры температур и давлений по ступеням шестиступенчатого компрессора на режиме, близком к номинальному, представлены на рисунках 6-7. Радиальная неравномерность поля давления на входе в 4РК составила в среднем 7%, неравномерность поля температур – 5%. Повышенная неравномерность указывает на недополучение напора во втулочных сечениях и необходимость совершенствования геометрии лопаточных венцов первых трех ступеней. 4. Экспериментальные исследования Экспериментальные исследования проводились на специальном стенде для испытаний комп- рессоров большой мощности (рис. 5). Стенд оснащен универсальной автоматизированной системой сбора и обработки экспериментальных данных распределенного типа, работающей в режиме реального времени. Система включает в себя приборы измерения параметров потока, индукционные датчики частоты вращения, измеритель крутящего момента, что позволяет оперативно определять параметры исследуемого объекта с требуемой точностью и достоверностью. Для измерения давления, полей давления, и температуры торможения использовались приемники давления, гребенки для измерения давлений и температуры. При определении газодинамических характеристик ступеней и характеристик групп ступеней замерялись поля давлений и температур на выходе из каждого рабочего колеса компрессора. Гребенки были ориентированы под угол выхода потока из рабочего колеса в абсолютном движении. Из-за недостаточной точности замера температуры по ступеням адиабатический КПД ступени определялся через замеренное π и политропический КПД ступени. Ступени были разбиты на три группы: 1-3 и 46. Политропический КПД ступени принимался равным политропическому КПД соответствующей груп- # 28 # 1 2 3 4 5 6 7 8 Рис. 5 – Схема испытательного стенда - приводные ГТД - сумматор мощности - мультипликатор - ИКМ - выходной дроссель - объект испытаний - входной ресивер - входной дроссель Рис. 6 – Эпюры давлений по ступеням компрессора Рис. 7 – Эпюры температур по ступеням компрессора Максимальные параметры, которые были получены на компрессорном стенде: 8,0; степень повышения давления, πк* 0,840; КПД компрессора, hад приведенная частота вращения, об/мин 12600. Экспериментальная характеристика группы последних трех ступеней представлена на рис. 8. Высокий уровень аэродинамических нагрузок на данных ступенях пока не был достигнут. Для более глубокого анализа структуры течения в компрессоре был выполнен ряд расчетных балансировок. По замеренным данным и заданным значениям геометрических параметров ступеней итерационно определялись по высоте статические давления Р1 и Р2, скорости С1а и С1u, λ1, С2а, С1u, λ2, é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl методом наименьших квадратов. Рис. 9 – Зависимость фактора диффузорности в 4-5 РК по высоте лопатки Рис.10 – Зависимость угла отставания и коэффициента потерь от угла атаки в решетке 4 РК по высоте лопатки углы потока β1, β2, углы набегания потока на венцы ιрк, ιна, КПД ступеней ηст, коэффициент напора НТ , степень повышения давления π ст . Рис. 8 – Газодинамические характеристики группы ступеней 4-6 Диффузорность межлопаточного канала венцов по Либлейну определялась по зависимости: D рк = 1 − (С1a ctgβ1 − C 2a ctgβ 2 ) sin β1 W2 + . W1 рк 2 b / t C1a Распределение фактора диффузорности по Либлейну по высоте лопатки 4 РК показано на рис.9. Зависимости угла отставания и коэффициента потерь в решетках 4-5 РК от угла атаки по высоте лопаток представлены на рис.10-11. Втулочные сечения 4 РК, как следует из рисунка 10, работают c повышенными углами атаки, в области, в которой углы отставания зависят от углов атаки (углы отставания в этих сечениях δ ≅ 15°÷17°). Значения фактора диффузорности на втулке 4 РК достигают DW=0.6, что свидетельствует либо о неточности замеров (балансировок), либо о “глубоко” нерасчетном характере течения в данной области. Зависимость диффузорности входно- Коэффициент потерь в венце: Ср ⎡ ⎢⎛ ΔT * ⎞ R ⎟ ϖ = ⎢⎜ 1 + ⋅ B + P1* − B + P2* Tвх ⎟⎠ ⎢⎜⎝ ⎢⎣ ( )( ⎤ ⎥ ⎛ w 12 ⎞ ⎟ ⎥ / ⎜ ρ1 2 ⎟⎠ , ⎥ ⎜⎝ ⎥⎦ ) где b/t – густота решётки; β1 и β2 – углы направления потока на входе и выходе из решётки. Результаты балансировок основных параметров го участка 4-5РК по параметру Aг / A1 представлена на рис.12. Рис. 11 – Зависимость угла отставания и коэффициента потерь от угла атаки в решетке 5РК по высоте лопатки по высоте РК четвертой и пятой ступеней представлены на рис. 9-12. Усредняющие кривые получены в результате полиномиальной аппроксимации Рис. 12 – Зависимость значений λW1 от ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 Aг / A1 в решетках 4-5 РК # 29 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Значительные величины Aг / A1 4РК еще раз подтверждают предположение, что втулочные сечения имеют пониженный напор из-за неоптимального обтекания профилей в этих сечениях. Рабочее колесо пятой ступени имеет практически оптимальные значения параметров Аг /А1 = 1,07 ÷ 1,15. Недополучение напора в этой ступени можно отнести на выбор очень высоких параметров ступеней с управляемой диффузорностью. В частности, это высокий уровень расчетно- го коэффициента диффузорности по Либляйну. Данные экспериментальных исследований [6] позволяют утверждать, что часть недополученного напора можно объяснить повышенной интенсив- ние подобных испытаний и дальнейшее накопление экспериментальных данных планируется в ближайшее время. Заключение Применение в шестиступенчатом компрессоре первых трех ступеней с параметром λ1u = 1,374÷1,158 и группы последних ступеней спрофилированных на повышенный коэффициент затраченного напора позволило получить степень πк* = 8,0, повышения давления ηад = 0,840 при nпр = 12600об/мин. Расчетный анализ течения с использованием трехмерной вязкой модели подтвердил, что расчетные значения коэффициента напора на последних трех ступенях близки к проектным, однако на компрессорном стенде высокий уровень коэффициента напора не был достигнут. Анализ расчетно-экспериментальных балансировок для последних трех ступеней показывает, что значительную часть недополученного напора можно отнести на неравномерную эпюру полного давления на входе в эти ступени. Поэтому целесообразно провести испытания отдельно группы ступеней, спроектированных по специальной методике без первых трех ступеней, обеспечив равномерность полей давлений и температур на входе в 4РК. Литература ностью вихря перетекания через радиальный зазор, которая существенно зависит от градиента аэродинамической нагрузки по хорде лопатки. Для РК шестой ступени снижение КПД, обусловленное течением в зазоре, согласно модели Лакшминараяна Δη = Ca 0.7 ⋅ Δr h ⋅ 2HT ⎡ Δr b ⎤ ⎢1 + 10 ⋅ ⎥ ≈ 4.7% ⋅ . cosβm 2HT cosβm ⎥ ⎢ ⎣ ⎦ Исходя из вышеизложенного, целесообразно определить экспериментальные характеристики последних трех ступеней при демонтированных первых трех ступенях, а также произвести для них повторные замеры радиального зазора. Проведе- $ 30 $ 1. Холщевников К.В., Емин О.Н., Митрохин В.Т. Теория и расчет авиационных лопаточных машин. – М.: Машиностроение, 1986. – 432 с. 2. Бекнев В.С., Василенко С.Е., Сорокалетов М.Ю., Тумашев Р.З., Шаровский М.А. Исследование компрессорных решеток с управляемой формой средней линии профиля. – Теплоэнергетика, №4.– 1997.- с.38–42. 3. Василенко С.Е., Огнев В.В., Тумашев Р.З. Влияние формы средней линии профилей на потери в концевых областях прямых компрессорных решеток. – Изв. вузов. Машиностроение, №2. – 1987.– C. 76–79. 4. Василенко С.Е., Спицын В.Е., Шаровский М.А. Совершенствование КНД ГПА 25 применением специального профилирования последних ступеней компрессора. Судовое и энергетическое машиностроение, т.1., Николаев: НПКГ “Зоря””Машпроект”. – 2004. - 157 c. 5. Ершов С.В., Русанов А.В. Комплекс програм розрахунку тривимірних течій газу в багатовенцевих турбомашинах. Свідоцтво про державну реєстрацію прав автора на твір, ПА№77. Державне агентство України з авторських та суміжних прав.12.02.1996. 6. Лакшминараяна. Методы расчета влияния ра- é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl диального зазора в осевых турбомашинах. – Теоретические основы инженерных расчетов, 1970. – №3. –C. 64. Поступила в редакцию 25.07.06 г. Анотація: У праці розглянуті результати розрахункового та експериментального аналізу структури течії в шестиступеневому компресорі, останні три ступеня якого були спроектовані методом заданого закону середньої лінії міжлопаткового каналу. Розглянуті найбільш цікаві результати досліджень компресора на стенді. Abstract: This paper shows the results of design and experimental analysis of flows structure in the six-stage compressor. Last three stages of the compressor have been designed according to the method of specified law of the blade channel medial line. The most interesting results of compressor investigation on the test stand are considered. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 31 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 532.517.4 В.Е. Костюк Национальный аэрокосмический университет им. Н. Е. Жуковского “ХАИ”, Украина ОСОБЕННОСТИ ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ РЯДА СТРУЙ С ПЛОСКОЙ ПРЕГРАДОЙ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ УСЛОВИЯХ ОБТЕКАНИЯ ПРЕГРАДЫ НАБЕГАЮЩИМ ПОТОКОМ Аннотация: Выполнено численное исследование аэродинамической структуры течения, возникающего при поперечном вдуве ряда круглых струй в ограниченный стенками поток, омывающий плоскую преграду конечной протяженности, при различных условиях ее обтекания. Cтруйные процессы, структура течения, взаимодействие с преградой, численное моделирование Введение Струйные процессы распространения газа, истекающего из сопла или отверстия, в заполненное газом пространство, характеризуются сильной зависимостью от его геометрических свойств. Знание закономерностей их развития в конкретной геометрической обстановке имеет большое прикладное значение для организации рабочего процесса камер сгорания газотурбинных двигателей, смешения газов в смесительных устройствах и инжекторах, струйного нагрева и охлаждения деталей, при устройстве воздушно-тепловых завес в дверных проемах зданий, в палубной авиации, ракетно-космической технике и т. п. числе, при различных условиях обтекания преграды. Целью работы является численное исследование особенностей аэродинамического взаимодействия бесконечного ряда эквидистантно расположенных круглых струй с плоской преградой конечной протяженности (рис. 1) при различных условиях ее обтекания набегающим потоком, ограниченным стенками. 1. Формулирование проблемы В настоящее время теория турбулентных струй составляет большой самостоятельный раздел механики жидкости и газа. Аналитически и (или) эмпирически (а в последние десятилетия – и численно) наиболее полно исследована динамика свободной струи [1] и струй в поперечном потоке газа [2], в меньшей степени – затопленной полуограниченной струи [3], соударяющихся струй [3, 4] и струй, вдуваемых в поток, ограниченный стенками [2, 57]. Закономерности ограниченных струйных течений с препятствиями конечной протяженности, в силу их наибольшей сложности, до сих пор изучены недостаточно. Современные трехмерные численные модели позволяют определить параметры осредненного турбулентного течения в любой точке пространства и по полученным значениям судить об эффективности произвольного струйного процесса, в том © В.Е. Костюк 2006 г. $ 32 $ Рис. 1. Схема объекта исследования (верхняя стенка не показана) 2. Математическая модель течения и ее верификация Для математического моделирования квазистационарного турбулентного течения в объекте исследования разработана программа численного решения полной системы осредненных по Рейнольдсу уравнений Навье-Стокса вида: div (ρV ) = 0 , (1) é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl 2 ⎞ ⎛ div (ρVi V j ) + grad ⎜ p + ρk ⎟+ 3 ⎠ ⎝ + 1 Re 0 ⎤ ⎡ ⎛2 ⎞ ⎢ grad ⎜ 3 μ эф divV ⎟ − div ( 2μ эфS i j ) ⎥ = 0 , (2) ⎝ ⎠ ⎦ ⎣ та низкорейнольдсовой k – ε моделью турбулентности Чена [8]. С целью верификации численной модели была решена задача о затопленной круглой струе воздуха с температурой Т0=300К и скоростью V0=27,5 м/с, атакующей бесконечную плоскую стенку под углом 30° (рис. 2). ⎛2 ⎞ div (ρVH ) + ( γ 0 − 1) M 02 div ⎜ ρkV ⎟+ 3 ⎝ ⎠ + ( γ 0 − 1) M 02 × Re 0 ⎛2 ⎞ × ⎜ μ эф VdivV − 2μ эф ViSi j ⎟ − 3 ⎝ ⎠ Рис. 2 – Расчетная схема круглой струи, атакующей плоскую стенку − 1 divq = 0 , Re 0 Pr0 (3) 2 ρ= 2 ( γ 0 − 1) M 0 V 1 + γ 0 M 02 p , H =h+ , T 2 где h – энтальпия газа; р – динамическое давление, связанное с размерным (обозначенным в данной формуле р’) соотношением р = (р’ –р0)/( р0V0); V, ρ, Т – скорость, плотность и температура газа; μэф – эффективная вязкость, равная сумме молекулярной и турбулентной вязкостей, k – кинетическая энергия турбулентных пульсаций, ε – скорость диссипации кинетической энергии турбулентных пульсаций, Sij – тензор скоростей деформаций, q – вектор плотности теплового потока. Входящие в систему уравнений числа подобия определяются общепринятыми выражениями: В силу зеркальной симметрии течения расчетная область включала половину прилегающей к стенке полусферы (наружная поверхность которой имитировала невозмущенную атмосферу) с постановкой условия непротекания в плоскости симметрии. На входе в расчетную область (срезе сопла) задавались равномерные распределения полного давления, температуры и характеристик турбулентности, на поверхности полусферы – постоянное статическое давление, равное атмосферному. На твердой стенке ставились условия прилипания и равенства нулю турбулентной вязкости. Разностная схема второго порядка точности была получена с использованием метода контрольных объемов. Задача решалась итерационным методом, использующим векторные прогонки. Результаты расчета (рис. 3-6) удовлетворительно согласуются с имеющимися физическими представлениями и экспериментальными данными В.И. Миткалинного [9]. μ C ρ V L Re 0 = 0 0 0 , Pr0 = 0 p , μ0 λ0 M0 = Cp V0 γ0 = , , γ 0 RT0 Cv где индексом «0» помечены масштабные значения физических величин, которые относятся к основному потоку на входе в расчетную область: L0 – линейный масштаб, Re0 – число Рейнольдса; Pr0 – число Прандтля; M0 – число Маха, Ср и Сv – теплоемкости при постоянном давлении и объеме, λ0 – теплопроводность; γ0 – показатель адиабаты, R – газовая постоянная. Система уравнений замкну- Рис. 3 – Линии тока затопленной круглой струи, атакующей плоскую стенку ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 33 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl В частности, из рисунков видно проявление явления настильности струи, впервые отмеченного В.Е. Грум-Гржимайло [3], суть которого заключается в увеличении ее дальнобойности вследствие уменьшения объема подсасываемого в струю газа из окружающей среды, и характерная непрерывная деформация струи, приводящая к ее растеканию в направлении оси Z и приближению максимума скоростей к стенке. Завышение расчетом абсолютных значений скорости потока в пристеночной области, по-видимому, обусловлено несовершенством модели турбулентности. а б Рис. 4 – Поверхность равных значений скорости течения (V=1,4 м/с): а – изометрия; б – вид сбоку 3 Постановка и результаты вычислительного эксперимента Методы численного моделирования посредством управления граничными условиями позволяют исследовать любой вариант взаимодействия струй с преградой. Влияние условий обтекания преграды, показанной на рис. 1, на структуру течения, формирующегося за рядом струй, выясним на примере расчета двух вариантов плоского канала, различающихся формой наружной стенки (рис. 7). В силу трансляционной симметрии течения расчетная область ограничивалась участком, включающим одну струю, с использованием условия периодичности на его боковых гранях. Рис. 5 – Изолинии продольной скорости течения (м/с) а б Рис. 7 – Расчетные схемы плоских каналов с преградой, обдуваемой рядом струй, различающихся формой наружной стенки: а – с уступом; б – без уступа Рис. 6 – Профили продольной скорости течения в плоскости симметрии струи, м/с: линии – расчет; точки – эксперимент [9] $ 34 $ На входах в расчетную область (сечении «вх» и срезе сопла) задавались равномерные распределения полного давления, температуры и характеристик турбулентности, на выходе – постоянное статическое давление, равное атмосферному. При этом доля массового расхода газа, поступающего é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl в канал со струями, поддерживалась одинаковой в обоих вариантах и составляла 4,37% от массового расхода газа на выходе из канала (сечение «в»). Обе задачи решались тем же численным методом, что и предыдущая. Результаты расчетов (рис.8, 9) показывают, что при наличии уступа глубина проникновения струй в основной поток оказывается несколько меньше, чем при его отсутствии, что обусловлено обдувом струй потоком, имеющим отрицательную вертикальную составляющую скорости, в варианте с уступом. Кроме того, в условиях стесненного стенками и соседними струями течения взаимопроникновение растекающихся по поверхности препятствия струй в пределах длины препятствия практически не происходит. Вместо этого первоначально круглая струя трансформируется в две закрученные в разные стороны прецессирующие струи, постепенно занимающие все поперечное сечение канала. ственно (вид сбоку); в, г – с уступом и без уступа соответственно (вид по потоку) а б в г д е ж з Рис. 9 – Изолинии скорости течения (1 – 25…ѕ30 м/с; Заключение Методом численного моделирования воспроизведены известные из эксперимента явления настильности и растекания по бесконечной стенке атакующей ее затопленной круглой струи; исследована аэродинамическая структура течения, возникающего при поперечном вдуве системы круглых струй в ограниченный стенками поток, омывающий плоскую преграду конечной протяженности, 2 – 30ѕ…35 м/с; 3 – 35ѕ…40 м/с; 4 – 40ѕ…45 м/с; при различных условиях ее обтекания. а б в г 5 – 45…ѕ50 м/с; 6 – 50…ѕ55 м/с; 7 – 55ѕ…60 м/с; Рис. 8 – Линии тока ограниченной струи, атакующей 8 – 60ѕ…65 м/с; 9 – 65ѕ…75 м/с) в каналах, различающих- плоскую преграду в каналах, различающихся формой ся формой наружной стенки: а, б – в продольной плоскости, проходящей через центр струи, без уступа и с уступом соответственно; в, г, д, е, ж, з – в сечениях 0, 1, 2, 3, 4, 5 соответственно (слева – с уступом, справа – без уступа) наружной стенки: а, б – с уступом и без уступа соответ- Обнаруженные явления подавления растекания струи по преграде в условиях стесненного течения, трансформации круглой струи в две закручен- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 35 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl ные струи и уменьшения глубины проникновения струи при косом обдуве преграды набегающим потоком следует учитывать при организации струйных процессов в технических устройствах. Литература 1. Абрамович Г.Н. Прикладная газовая динамика. Ч. 1. – М.: Наука, 1991. – 600 с. 2. Гиршович Т.А. Турбулентные струи в поперечном потоке. – М.: Машиностроение, 1993. – 256 с. 3. Арутюнов В.А., Миткалинный В.И., Старк С.Б. Металлургическая теплотехника. Т.1. – М.: Металлургия, 1974. – 672 с. 4. Белов И. А., Памади Б. Н. Взаимодействие струи с плоской нормально расположенной преградой // Инженерно-физический журнал. – 1972. – №10. – С. 50-55. 5. Холдмен, Сринивасан, Беренфелд. Экспериментальное исследование смешения потока со струями при поперечном вдуве // Аэрокосмическая техника. – 1985. – № 7. – С. 95-105. 6. Холдмен Д. Дж., Сринивасан Р. Расчет смеше- ния струй, вдуваемых в поперечный поток // Аэрокосмическая техника. – 1986. – № 10. – С. 41-49. 7. Холдмен, Уолкер. Смешение ряда струй с поперечным потоком, ограниченным стенками // Ракетная техника и космонавтика. – 1977. – №2. – С. 138-145. 8. Chien J.Y. Renormalization Group Method and Turbulence Modeling // AIAA Journal. – 1982. – V. 20. – N 1. – P. 33-38. 9. Миткалинный В.И. Деформация газовых потоков при соударении и ударе о плоскость // Труды Московского института стали. Сб. XXVIII. – М.: Металлургиздат, М.: 1949. – С. 119-159. Поступила в редакцию 25.06.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Герасименко В.Н. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского “ХАИ”, Харьков Анотація: Виконано числове дослідження аеродинамічної структури течії, що виникає при поперечному вдуві ряду круглих струменів у обмежений стінками потік, що омиває плоску перепону конечної протяжності за різних умов її обтікання. Abstract: The numerical study of aerodynamic flow structure appeared with cross jet rows injection into wall boundered mainstream which flow along the finite planar barrier at different mainstream conditions is performed. $ 36 $ é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 621.577 В.В. Горин Национальный технический университет Украины «КПИ», Украина ЭФФЕКТИВНЫЕ КОНДЕНСАТОРЫ В СИСТЕМАХ УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛОТЫ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ И ОСНОВЫ ИХ ПРОЕКТИРОВАНИЯ Аннотация: Разработаны двухступенчатые конденсаторные контуры с неполным фазовым переходом в первой ступени и промежуточной сепарацией фаз, обеспечивающие повышение теплового коэффициента теплоиспользующих эжекторных холодильных машин примерно на 20 %. j%…äе…“=2%!, …еC%ë…/L -=ƒ%"/L Cе!е.%ä, 32, ë, ƒ=ö, 1. Анализ проблемы, выделение нерешенных вопросов и постановка задачи исследования Основу большинства химических и пищевых технологий составляют процессы выпаривания, концентрирования и т.п., происходящие в выпарных аппаратах, обогреваемых острым паром от котельной, и связанные с образованием так называемого пара вторичного вскипания («сокового» пара). Этот пар конденсируется в теплообменниках поверхностного или смешанного типа и, как правило, сбрасывается в виде конденсата в канализацию. Если учесть, что со вторичным паром отводится больше половины теплоты, расходуемой на процессы выпаривания, то ее утилизация обеспечила бы существенную экономию острого пара и соответственно топлива на его производство в котельной. Решение этой задачи осложняется низким давлением вторичного пара, исключающим возможность его применения в качестве греющего для выпарных аппаратов или других паровых нагревателей. В то же время этот пар может быть использован для производства холода в теплоиспользующих холодильных машинах, а полученный холод в свою очередь - для охлаждения конечного продукта того же технологического процесса или в других целях. Из-за относительно низкого температурного уровня утилизируемого пара в качестве рабочего вещества в таких машинах применяются низкокипящие рабочие тела (НРТ). Примером технологии с одновременным потреблением пара и холода может служить производство рыбной муки, при котором для выпаривания 2еCë%2/, .›е*2%!, .%ë%ä, ëü…= ì=ø, …= бульона в выпарных аппаратах используется острый пар, а готовая рыбная мука охлаждается воздухом от системы технологического кондиционирования. Основными элементами теплоиспользующих установок для производства холода являются теплообменники с фазовым переходом НРТ. В случае теплоиспользующих установок эжекторного типа [1] это генератор пара НРТ высокого давления, испаритель пара НРТ низкого давления и конденсатор. При этом генератор пара НРТ является одновременно и конденсатором водяного пара (вторичного пара). Сокращение температурных напоров в конденсаторах и обусловленных ими энергетических потерь путем интенсификации теплопередачи обеспечило бы повышение эффективности утилизации теплоты вторичных энергоресурсов, в частности, пара вторичного вскипания, и уменьшение расходования топлива на производство пара для технологических процессов. Потери же теплоты с паром вторичного вскипания довольно весомые и составляют для рыбомучного производства 15ѕ…20 % всего теплопотребления в случае применения двухступенчатых выпарных аппаратов и 25…ѕ35 % - трехступенчатых [2-4]. Целью выполненного исследования является разработка конденсаторных контуров, обеспечивающих эффективную утилизацию теплоты в технологических процессах за счет сокращения энергетических потерь, обусловленных разностью температур между конденсирующейся и охлаждающей средами, зависящей в свою очередь от интенсивности теплообмена между ними. 2. Анализ эффективности конденсаторных контуров и разработка основ их рационального проектирования © В.В. Горин 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 37 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Анализ эффективности конденсаторных контуров выполнен для случая их применения в теплоиспользующих эжекторных холодильных машинах (ТЭХМ) рыбомучного производства. Выбор в качестве объекта исследования конденсаторных контуров ТЭХМ обусловлен тем, что их энергетическая эффективность зависит от эффективности работы струйного компрессора - эжектора, а последняя - в значительной степени от температурных напоров в конденсаторе. Кроме того, пар вторичного вскипания от последних ступеней выпарных аппаратов рыбомучных установок имеет давление ниже атмосферного (Р = 0,02ѕ…0,04 МПа) и соответственно низкую температуру (t = 60ѕ…75 °С), что исключает возможность его утилизации традиционными способом без применения НРТ - путем понижения теплового потенциала в рекуперативных теплообменниках. Повысить давление вторичного пара до 0,11ѕ…0,15 МПа можно также с помощью эжектора, использующего потенциальную энергию острого пара высокого давления от котла, обычно теряемую при его дросселировании до давления в выпарных аппаратах. Поскольку смешанный паровой поток давлением 0,11ѕ…0,15 МПа затем конденсируется в генераторе пара НРТ, то интенсивность теплообмена в таком конденсаторе водяного пара-генератора пара НРТ обусловливает эффективность, но уже пароэжекторного теплонасосного контура. Таким образом, от интенсивности теплообмена в конденсаторах зависит энергетическая эффективность как теплонасосного, так и холодильного эжекторных теплоиспользующих контуров и, в конечном счете, утилизации теплоты. Схема ТЭХМ с эжекторным тепловым насосом (ЭТН) представлена на рис. 1,а. ЭТН включает бустерный эжектор Э1 для поджатия пара вторичного вскипания от выпарных аппаратов ВА рыбомучной установки РМУ до давления выше атмосферного и конденсатор вторичного пара Кн, он же генератор Г пара НРТ ТЭХМ. Силовым потоком, энергия которого используется в Э1, является острый пар высокого давления от котла. Этот же пар подается на обогрев выпарных аппаратов ВА. В состав ТЭХМ входят генератор Г пара НРТ, он же конденсатор вторичного пара, эжектор Э2 для повышения давления пара НРТ от давления в испарителе И до давления в конденсаторе Кн, циркуляционный насос ЦН, повышающий давление сконденсированного НРТ до давления в генераторе Г. Силовым потоком для эжектора Э2 является пар НРТ высокого давления, образующийся в генераторе пара Г. Охлаждающей средой для конденсатора НРТ служит воздух или вода. $ 38 $ Э1 Конденсат 2 1 Кн-Г Цн ВА РМУ ДК И Конденсат Э2 Кн а С Э1 Конденсат 2 1 С Кн1-Г2 Цн Кн2-Г1 ДК ВА РМУ И Э2 С Кн2 Кн1 б Рис. 1 – Схема ТЭХМ с ЭТН и конденсаторами одноступенчатыми (а) и двухступенчатыми (б): 1 – острый пар от котла; 2 – вторичный пар от ВА РМУ; Г1 и Г2 – генераторы пара первой и второй ступеней; И – испаритель; Кн1 и Кн2 - конденсаторы первой и второй ступеней; СП – сепаратор пара; ЦН – циркуляционный насос; Э1 - эжектор ЭТН; Э2 – эжектор ТЭХМ; ДК дроссельный клапан Как видно, ТЭХМ состоит из паросилового и холодильного контуров. Паросиловой контур включает в себя генератор пара Г, паровой эжектор Э2, выполняющий одновременно функции детандера силового контура и компрессора холодильного контура, конденсатор Кн и насос ЦН подачи жидкости в генератор Г. В холодильный контур помимо указанных выше эжектора Э2 и конденсатора входят дроссельный клапан ДК и испаритель И. Энергетическая эффективность ТЭХМ характеризуется тепловым коэффициентом ζ - отношением холодопроизводительности Q0 к количеству теплоты Qг, подведенной к НРТ в генераторе: ζ = Q0/ Qг. Зависимость ζ от температуры конденсации tк для хладагента R142b в качестве НРТ приведена на рис. 2. Как видно, в диапазоне температур кон- é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl д е н с а ц и и tк = 30…ѕ40°С значения ζ изменяются от 0,10 до 0,45, приближаясь с понижением tк (температуры охлаждающей среды) к величине, соответствующей абсорбционным холодильным машинам. К тому же исключительная простота конструкции, высокая надежность, гораздо меньшие массогабариты и трудоемкость монтажных работ делают ТЭХМ более предпочтительными. а б Рис. 2 – Зависимость теплового коэффициента ζ ТЭХМ от температуры конденсации tк для R142b при разных температурах кипения в испарителе t0 и в генераторе tг: а – tг = 100 °С; б – tг = 80 °С Как видно из рис.2, величина ζ в значительной ζ ющимся паром тесных трубных пучков) по мере заполнения проходного сечения трубы (канала) конденсатом происходит ухудшение теплоотдачи (рис. 3), особенно существенное на конечной ее стадии (при паросодержаниях в диапазоне значений х = 0,2…ѕ0) и вызывающее увеличение разности температур между конденсирующимся паром и охлаждающей средой, а, следовательно, и энергетических потерь в рабочем цикле из-за внешней необратимости. На рис. 3 приведены кривые, характеризующие изменение коэффициентов теплоотдачи αa и теплопередачи k, а также плотности теплового потока q по длине L трубки (канала) конденсатора, полученные для следующих параметров работы конденсатора: хладагент R142b, температура конденсации tк = 35 °С; температура охлаждающей воды на входе tw1 = 30 °С и выходе tw2 = 34 °С; диаметр канала d = 0,01 м. 0.5 α, Вт/(м К) 2 0.4 ρw = 120 кг/(м с) 2 100 0.3 80 0.2 tk =10°C 0.1 5°C 0.0 24 26 28 30 32 34 36 38 60 40 40 tk ,°C L,м степени зависит от температуры tк: каждый градус ζ а 0.6 0.5 2 k , Вт/(м К) 0.4 ρw = 120 кг/(м с) 2 0.3 tk =10°C 0.2 5°C 100 80 60 40 0.1 0.0 24 26 28 30 32 34 36 38 40 tk ,°C понижения tк обеспечивает абсолютное приращение ζ на 0,02, или же в относительных величинах на 5...10 % (большая величина соответствует высоким tк - меньшим ζ). Температура же конденсации tк зависит от температурных напоров θ в конденсаторе, которые в свою очередь - от интенсивности теплопередачи. В случае водяного охлаждения интенсивность теплопередачи в конденсаторе определяется интенсивностью теплоотдачи при конденсации НРТ, которая значительно ниже интенсивности теплоотдачи к воде. При конденсации в трубах и межтрубных каналах (в случае продольного обтекания конденсиру- L,м б в Рис. 3 – Изменение коэффициентов теплоотдачи α (а), теплопередачи k (б) и плотности теплового потока q (в) по длине трубки L при разных массовых скоростях ρw конденсирующегося R142b Как видно из рис. 3, особенно значительное ухудшение тепловых характеристик конденсатора происходит на завершающей стадии конденсации. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 39 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl денсаторов НРТ. Аналогичные результаты имеют место и в случае перевода на ступенчатую конденсацию конденсатора вторичного пара эжекторного теплонасосного контура (он же генератор пара НРТ на рис. 1). При этом двухступенчатое оформление конденсатора вторичного пара уже предполагает реализацию ступенчатого испарения и в генераторе пара НРТ со всеми вытекающими из этого преимуществами. 2 q, Вт/м ρw = 120 кг/(м с) 100 80 2 60 40 L,м С учетом этого процесс конденсации можно разбить на две зоны: неполной конденсации (с паросодержанием на выходе х2 ≥ 0,2) с высокими значениями αа, k и соответственно q и зону окончания конденсации (с паросодержанием на входе х1 ≤ 0,2), которая характеризуется крайне низкими αа, k и соответственно q. Очевидно, что работа конденсатора во второй зоне неэффективна и ее желательно исключить или свести к минимуму. Исключая концевые участки (х = 0,2ѕ…0), т.е. переходя на неполную конденсацию, можно существенно (на 20ѕ…40 %) повысить среднюю плотность теплового потока в конденсаторе и соответственно сократить температурные напоры в нем, т.е. уменьшить tк. Решить эту задачу можно путем перевода конденсатора на ступенчатую конденсацию. При этом в первой ступени конденсатора имеет место неполная конденсация всего количества хладагента (суммарным расходом G0) с высокой интенсивностью теплопередачи, а во второй - конденсация с переохлаждением несконденсировавшегося в первой ступени пара, расход которого составляет х2G0. Для отделения пара от парожидкостной смеси после первой ступени должен быть предусмотрен сепаратор пара. Поскольку расход пара через вторую ступень примерно в 5 раз меньше, чем через первую, то, соответственно, и поверхность теплообмена второй ступени будет также намного меньше. Поэтому снижение интенсивности теплопередачи на концевом ее участке скажется на общем для двух ступеней конденсатора температурном напоре и энергетических потерях от внешней необратимости в цикле не столь заметно, как в случае одноступенчатого конденсатора. Соответствующая схема ТЭХМ приведена на рис. 1,б. Расчеты показывают, что двухступенчатая конденсация позволяет за счет интенсификации теплопередачи сократить температурные напоры в конденсаторе и, в конечном счете, уменьшить tк на 2…ѕ3 °С. Как видно из рис. 2, такое снижение tк обеспечивает возрастание величины ζ примерно на 20 %. Приведенные данные были получены для кон- $ 40 $ Выводы Разработанные двухступенчатые конденсаторные контуры с неполным фазовым переходом в первой ступени и промежуточной сепарацией фаз обеспечивают повышение теплового коэффициента теплоиспользующих эжекторных холодильных машин примерно на 20 %. Литература 1. Петренко В. А. Принцип выбора рабочего вещества для эжекторной холодильной машины // Холодильная техника и технология. – 2001. – № 1 (70). – С.16–21. 2. Уваров А. А. и др. Судовые рыбомучные установки. – М.: Пищевая промышленность, 1980. 3. Романов А. А. Справочник по рыбомучным установкам и оборудованию. – М.: Пищевая промышленность, 1978. 4. Горбатюк В. И. Процессы и аппараты пищевых производств. – М.: Колос, 1999. – 335 с. Поступила в редакцию 25.07.06 г. Рецензент: д-р техн. наук, профессор Радченко Н.И., Национальный университет кораблестроения им. адм. Макарова é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Анотація: Розроблені двоступеневі конденсаторні контури з неповним фазовим переходом у першому ступені та проміжною сепарацією фаз, які забезпечують підвищення теплового коефіцієнта тепловикористовуючих ежекторних холодильних машин приблизно на 20 %. Abstract: Two-stage condenser contours with incomplete phase change in the first stage and intermediate phase separation those provide an increase in the coefficient of performance of waste heat recovery ejector refrigeration machines by approximately 20 % have been proposed. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 41 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 621.515+62-848 В.Н. Довженко, В.П. Парафейник, В.В. Петров, Е.М. Меша, А.Д. Токарев ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе г. Сумы, Украина ШУМОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБОКОМПРЕССОРНЫХ АГРЕГАТОВ С ГАЗОТУРБИННЫМ ПРИВОДОМ Аннотация: Рассмотрены шумовые характеристики газоперекачивающих агрегатов типа ГПА-Ц с газотурбинным приводом авиационного и судового типа мощностью 6,325 МВт, созданного на основе двигателей НК-12СТ, НК-16СТ, Д-336-1/2, ДТ71П и других. Показано влияние конструктивных особенностей систем шумоглушения на шумовые характеристики агрегатов. c=ƒ%Cе!е*=÷, "=þ?, L =ã!еã=2, ã=ƒ%23!K, ……/L C!, "%ä, , “2%÷…, *, ø3ì=, =*3“2, ÷е“*%е , ƒë3÷е…, е, ƒ"3*%"= ì%?…%“2ü, ø3ì%ãë3øе…, е Проблема обеспечения экологической безопасности по шуму турбокомпрессорных агрегатов (ТКА) природного газа типа ГПА-Ц-6,3 и ГПА-Ц-16 мощностью 6,3 и 16 МВт, соответственно, является весьма актуальной как в связи с ужесточением действующих нормативных актов в области защиты окружающей среды от вредного акустического воздействия промышленного оборудования, так и в связи с развитием сети крупных компрессорных станций (КС) газовых и нефтяных месторождений, магистральных газопроводов, подземных хранилищ газа и других производств газовой и нефтяной промышленности. В связи с этим по мере расширения областей применения ТКА типа ГПА-Ц как разработчики, так и потребители газотранспортного оборудования еще ранее приступили к анализу их шумовых характеристик и к разработке рекомендаций по их улучшению [1 – 4 и др.]. Данное направление исследований оказывает существенное влияние на решение принципиальных вопросов в процессе проектирования и строительства газотранспортных предприятий, а также конструирования и производства оборудования для их оснащения: – разработка унифицированных генеральных планов строительства КС; – выбор компоновочных схем агрегатов и установок на их основе, а также других функциональных элементов в составе КС; – поиск и реализация конструктивных решений, обеспечивающих в соответствии с нормативной документацией требуемые шумовые характеристики агрегатов на площадке КС. В настоящее время с учетом конструктивных особенностей ТКА, создаваемых на основе газо- турбинного привода (ГТП) авиационного и судового типа, рассмотрены основные источники шума (ИШ) в составе агрегатов, их влияние на звуковое поле, и уровни звукового давления (УЗД), полученные расчетным и экспериментальным путем, и сформулированы основные направления решения задач, связанных с экологической безопасностью ТКА по шуму. Вышеизложенное определяет научно-практическую ценность и перспективность проводимых работ. Агрегаты, выпускаемые ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе» (далее ОАО) и использующие в качестве привода газотурбинные двигатели (ГТД) мощностью 6,3ѕ25 МВт, являются мощными источниками шумового загрязнения окружающей среды с множеством ИШ различной интенсивности, расположенных на поверхности агрегата. Основными внутренними ИШ являются ГТП и центробежный компрессор (ЦК), а также в отдельных конструкциях агрегатов мультипликатор или редуктор. К внешним ИШ агрегатов можно отнести воздухоочистительное устройство (ВОУ) воздухоприемной системы ГТД, срез шахты выхлопа и ее стенки, стенки и крыши отсеков двигателя и компрессора. Первыми агрегатами, произведенными ОАО, были газоперекачивающие агрегаты (ГПА) мощностью 6,3 МВт. Звуковая мощность этих агрегатов, определенная по действующим в те годы стандартам, достигала 115ѕ117 дБА. Исходя из этой мощности [1] и методик расчета распространения звука на местности, в отдельных случаях приходилось располагать КС на расстоянии нескольких километров от населенных пунктов. Однако, анализ спадов УЗД, выполненный согласно СНиП II-12-77 для различных расстояний от агрегатов, показал, что © В.Н. Довженко, В.П. Парафейник, В.В. Петров, Е.М. Меша, А.Д. Токарев 2006 г. $ 42 $ é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl наблюдается постоянное превышение расчетных данных над полученными экспериментально на 10ѕ30 дБ для различных типов агрегатов и расстояний от них. Методика расчета спадов УЗД не могла дать столь значительной погрешности расчетов. Получаемая погрешность расчетов спадов УЗД была связана с некорректностью определения звуковой мощности агрегатов, а именно, сильным влиянием ближнего поля вблизи от ГПА и наличием значительного количества ИШ различной интенсивности на поверхности ГПА. Поэтому экспериментально определяемая звуковая мощность являлась завышенной. В связи с этим специалистами ОАО совместно с Институтом строительной физики (НИИ СФ г.Москва) и Балтийским ГТУ (г. С.-Петербург) был разработан и введен в действие с 1.07.1992 г. ГОСТ 12.2.16.4 [5], входящий в комплекс стандартов ГОСТ 12.2.16.1-ГОСТ12.2.16.5 по определению шумовых характеристик различного компрессорного оборудования. Ниже будет проведен анализ спадов УЗД для различных расстояний для некоторых конструкций агрегатов с ГТП, полученных расчетом и экспериментально. Необходимо отметить, что в 70-х годах прошлого столетия, когда ОАО начало выпускать свои первые агрегаты с ГТД, высоких требований к ГПА по шуму не предъявлялось. В дальнейшем, в связи с ростом требований к обеспечению экологической безопасности с ГТП требования к их шумовым характеристикам (ШХ) значительно возросли. Для решения этой проблемы необходимо было в первую очередь повысить эффективность шумоглушения на всасывании и выхлопе ГТД. Во-вторых, улучшить звукоизоляцию стенок контейнеров и, в-третьих, снизить шум различных ИШ, находящихся на поверхности агрегата, в частности, вентиляторов, которые во многом определяют ближнее звуковое поле агрегата. Решение проблемы шума на всасывании и выхлопе ГТД решалось путем выбора наиболее целесообразной конструкции пластин шумоглушителем (их геометрии и расположения в пакете). В качестве звукопоглощающего материала в шумоглушителях используется базальтовое супертонкое волокно. Улучшение звукоизоляции стенок контейнера агрегатов было достигнуто путем устранения неплотностей прилегания панелей и дверей контейнера к каркасу, улучшения технологии изготовления панелей и каркасов контейнера. В настоящее время контейнеры агрегатов имеют, как правило, сплошные стенки, исключающие возможность появления неплотностей. Дальнейшее улучшение ШХ агрегатов связано с созданием агрегатов на основе судовых двигателей ДГ 90. На этих двигателях впервые был применен звукоизолирующий капот, используемый одновременно для подачи охлаждающего возду- ха к ГТД. Установка этого кожуха внутри отсека двигателя позволила снизить уровень шума в отсеке со 115…ѕ118 дБ до 89…ѕ91 дБ. Это позволило значительно снизить металлоемкость конструкции контейнера двигателя, т.к. необходимость в обеспечении высокой звукоизоляции от шума, распространяющего от ГТД, отпала. Аналогичные конструкции кожухов применяются в настоящее время и в новых компоновочных решениях агрегатов с авиационными ГТД. Снижение шума вентиляторов первоначально решалась путем установки на них шумоглушителей. Это достаточно простое решение проблемы значительно усложнило конструкцию блоков маслоохладителей, где в основном и применялись вентиляторы, и затрудняло их эксплуатацию. В связи с этим в дальнейшем были разработаны вентиляторы с улучшенными на 4…ѕ6 дБ характеристиками, которые получили широкое применение в агрегатах типа ГПА-Ц. Все вышеперечисленные меры по улучшению безопасности по шуму ГТД агрегатов обеспечили уровни звука около контейнера в пределах 80-82 дБА. Основной проблемой по снижению шума осталась проблема, связанная с излучением шума технологическими трубопроводами и станционным оборудованием на КС. Именно они и определяют ШХ агрегатов в ближнем звуковом поле. На рис.1 представлены результаты улучшения ШХ агрегатов типа ГПА-Ц-6,3, достигнутые как за счет совершенствования системы шумоглушения агрегата, так и за счет применения более точного метода определения звуковой мощности ГПА [4]. Правильность определения звуковой мощности для крупногабаритных ИШ, имеющих на своей поверхности значительное количество источников различной интенсивности, подтверждается приведенными на рис. 2 графиками спадов УЗД на различных расстояниях от контейнеров агрегатов. Для агрегатов типа ГПА-Ц-16 уровни звуковой мощности (УЗМ) определены по ГОСТ 12.1.028, для агрегатов типа ГПА-Ц-25 по новому ГОСТ 12.2.16.4. Следует отметить хорошее совпадение экспериментальных данных по спадам УЗД на различных расстояниях от агрегатов, не превышающее 3 дБ (кривые 2-4, рис. 2), а также расчетных и экспериментальных данных при определении УЗД на различных расстояниях от агрегата типа ГПА-Ц-25. Расчет этих УЗД проводился по звуковой мощности, определенной в соответствии с ГОСТ 12.2.16.4. Для определения ШХ агрегатов на стадии проектирования было разработано с учетом методов геометрической акустики и требований ГОСТ 12.2.16.4 специальное программное обеспечение. Исходными данными являются ШХ источников шума как внутренних, так и внешних, и шумопоглощающие и звукоизолирующие характеристики ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 43 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl комплексной системы шумоглушения. Например, максимальное расхождение между расчетными и экспериментальными уровнями звуковой мощности во всех октавных полосах частот для агрегата т и п а ГПА-Ц-25 не превышали 3дБ. Выпускаемые в настоящее время блочно-контейнерные агрегаты имеют звуковую мощность 103…ѕ106 дБА, а агрегаты и энергоблоки, размещенные в здании индустриального типа, 98…ѕ100 дБА. Дальнейшее улучшение ШХ агрегатов с ГТП может быть достигнуто за счет увеличения эффективности шумоглушения, снижения шума в источнике и трубопроводной обвязке ГПА. Особое внимание следует обратить на арматуру, входящей в состав трубной обвязки. Проведенные исследования позволяют сделать следующие выводы. 1. Разработанная методика определения звуковой мощности крупногабаритных ИШ и внедренная ГОСТом 12.2.16.4 позволила с большей точностью определять шумовые характеристики собственно ИШ и УЗД на различных расстояниях от них. 2. Выполненная модернизация системы шумоглушения агрегатов с газотурбинным приводом позволила улучшить шумовые характеристики агрегатов на 7ѕ…10 дБ. 3. Улучшение шумовых характеристик агрегатов с газотурбинным приводом может быть достигнуто на основе комплексного подхода – путем снижения шума основных ИШ (ГТД, компрессор, вентиляторы, запорная и регулирующая арматура); дальнейшим совершенствованием системы шумоглушения агрегата, улучшением компоновки и звукоизоляции технологической трубопроводной обвязки агрегатов с газотурбинным приводом. ВНИИ Эгазпром. – М., 1983. – С.7-13. 2. Завражная О.Н., Олейников И.Н., Петров В.В. Определение шумовых характеристик газотранспортного оборудования блочного типа // Тезисы докладов IX Международной науч.-техн. конф. по компрессоростроению. – ЗАО «НИИтурбокомпрессор». - Казань. – 1993. – С. 93-94. 3. Лапко О.Я., Петров В.В. Методы расчета и измерения шумовых характеристик газоперекачивающих агрегатов на территории и в помещениях промышленных предприятий // Нафта і газ України – 96: матеріали науково-практ. конф. (Харків, 14-16 травня 1996 р.). – Харків: УНГА, 1996. – Т. 3. –С. 91-93. 4. Довженко В., Парафейник В., Петров В. Обеспечение экологической безопасности по шуму агрегатов типа ГПА-Ц // Газотурбинные технологии. – 2002 г. - №(17). – с. 40-44. 5. ГОСТ 12.2.16.4. Метод определения шумовых характеристик стационарных компрессорных установок.– М., Изд. стандартов, 1991. – С. 9. Поступила в редакцию 25.07.06 г. Рецензент: вице-президент концерна «Укрросметолл» к.т.н. Лавренко А.М. Рис. 2 – Уровни звука, создаваемые агрегатами на различных расстояниях от их звукоизлучающих поверхностей: 1 – агрегат ГПА-Ц-16/76, расчёт (определение УЗМ по ГОСТ 12.1.028);2 – агрегат ГПА-Ц-16/76, эксперимент; 3 – агрегат ГПА-Ц-25/76, расчёт (определение УЗМ по ГОСТ 12.2.16.4); 4 – агрегат ГПА-Ц-25/76, эксперимент Литература 1. Васильев Ю.Н., Терехов А.Л., Завражная О.Н. Распространение шума газоперекачивающих агрегатов с авиационным приводом на местности / Экспресс-информация «Транспорт, хранение и использование газа в народном хозяйстве», №7 – 140 дБ 130 1 2 120 3 110 4 100 90 80 Гц 1 63 2 125 3 250 4 500 5 1000 6 7 2000 4000 8 8000 Рис. 1 – Уровни звуковой мощности агрегатов типа ГПА-Ц-6,3 с одно- и двухступенчатыми глушителями на всасывании и выхлопе: 1 – ГПА-Ц-6,3/56 с одноступенчатыми глушителями (определение УЗМ по ГОСТ 12.1.028); 2 – ГПА-Ц-6,3/56 с двухступенчатыми глушителями (определение УЗМ по ГОСТ 12.1.028); 3 – ГПА-Ц-6,3/56 с двухступенчатыми глушителями (определение УЗМ по ГОСТ 12.2.16.4); 4 – ГПА-Ц-6,3/76 с двухступенчатыми глушителями, вентиляторами пониженной шумности и звукоизолирующим капотом на ГТД (определение УЗМ по ГОСТ 12.2.16.4). # 44 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl 90 дБА 80 1 70 3 2 60 50 4 40 м 30 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 Анотація: Розглянуті шумові характеристики турбокомпресорних агрегатів з газотурбінним приводом авіаційного і суднового типу потужністю 6,3-25 МВт, створеного на основі двигунів НК-12СТ; НК-16СТ; Д-336-1/2; ДТ71П та інших. Показаний вплив конструктивних особливостей систем шумоглушіння на екологічну безпеку по шуму агрегатів, що знаходяться в експлуатації. Abstract: Noise characteristics of gas transfer turbocompressor packages GPA-C of 6,3 ч 25 MW power driven by gas turbines of air craft and marine types on the basis of NK-12ST; NK-16ST; D-336-1/2; DT71P and others are presented. It is shown influence of noise silence systems design upon noise ecological safety of turbocompressor packages operation. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 45 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl УДК 629.124.74 Н.И. Радченко1, А.А. Сирота2, М.А. Тарасенко1 1Национальный университет кораблестроения им. адмирала Макарова, г.Николаев, Украина 2Николаевский государственный гуманитарный университет им. Петра Могилы,Украина ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОХЛАЖДЕНИЯ ЦИКЛОВОГО ВОЗДУХА СУДОВЫХ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Аннотация: Рассмотрена эффективность применения промежуточного охлаждения воздуха в схемах с утилизацией тепла. Показана эффективность промежуточного охлаждения при применении абсорбционной холодильной машины как в простой схеме, так и в схеме с паротурбинным утилизирующим контуром. c=ƒ%23!K, ……/L ä", ã=2еëü, C!%ìе›32%÷…%е %.ë=›äе…, е, C=!%23!K, ……/L 32, ë, ƒ, !3þ?, L *%…23!, =K“%!Kö, %……= .%ë%ä, ëü…= ì=ø, …= Введение Охлаждение циклового воздуха известно как один из способов повышения эффективности газотурбинных двигателей. Промежуточное охлаждение воздуха возможно применять как самостоятельный способ повышения эффективности, так и в комбинации с другими способами. Наиболее популярной считается комбинация промежуточное охлаждение-регенерация. Такая схема была применена в ГТУ-20 , которая была установлена на судне типа «Парижская коммуна». Недостатком схем с регенерацией являются большие габариты регенератора, что обуславливает ограниченное применение такой схемы. Современное газотурбостроение идёт по пути утилизации тепла. Схемы с утилизацией находят применение даже на боевых кораблях. Широко известна установка с теплоутилизирующим паротурбинным контуром для судна типа «Капитан Смирнов». Целесообразно рассмотреть возможность применения промежуточного охлаждения циклового воздуха в газотурбинных двигателях в схемах с утилизацией. 1. Формулирование проблемы Проведение относительного анализа эффективности применения промежуточного охлаждения в газотурбинных двигателях при различных схемах утилизации тепла. Рассматривается газотурбинный двигатель, со© Н.И. Радченко, А.А. Сирота, М.А. Тарасенко 2006 г. # 46 # стоящий из отдельно стоящего компрессора (ОСК) и однокаскадного газотурбинного двигателя, состоящего из компрессора и турбины (ГТД). Между ОСК и ГТД расположен охладитель воздуха, а на выходе из ГТД установлен утилизационный котёл. Тепло, полученное в промежуточном охладителе и утилизирующем котле, может использоваться для получения полезной работы. 1.1. Общие соотношения Стандартная методика определения эффективности газотурбинного цикла на номинальном режиме [1, 2, 3, 4] модифицирована, что делает целесообразным её изложение в данной статье. Считаются известными: – температура воздуха на входе t вх ; – температура воздуха на выходе из холодильника t х ; – степень повышения давления в отдельно стоящем компрессоре π к оск ; – суммарная степень повышения давления πк ; – КПД процессов в компрессорах и турбинах η пк , η пт ; – степень восстановления полного давления в холодильнике ν х ; – степень восстановления полного давления é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl q х = C РВ ⋅ (t вх.х − t х ) . в ГТД ν гтд ; – температура за камерой сгорания t 03 ; – теплоёмкости газа и воздуха C РГ , C РВ и показатели адиабат. Расчёт выполняется в следующей последовательности: 1. Повышение температуры воздуха в ОСК: ( ) Δt оск = (t вх + 273) ⋅ π к оск x к ηпк − 1 , где x к = к -1 . к 2. Температура на входе в холодильник: t вх.х = t вх + Δt оск . 3. Температура на выходе из холодильника: ⎧t ⎪ вх.х при t вх.х ≤ t х t вх.2 = ⎨ ⎪⎩ t х при t вх.х > t х . ( ) Δt к = (t вх.2 + 273) ⋅ π к гтд x к ηпк − 1 , где π к гтд = πк / π к оск 5. Температура на входе в камеру сгорания: t кс = Δt к + t вх.2 . 6. Изменение температуры в турбине ГТД: ) Δt т = (t 03 + 273) ⋅ 1 − π т − x т ⋅ηпт , где π т = π к ⋅ ν гтд ⋅ ν х 7. Количество теплоты, подведенное в камеру сгорания: q кс = C РГ ⋅ t 3 − C РВ ⋅ t кс ηкс ⎛ ⎞ t х + 273 ⎟⎟ ⋅ ηц ⋅ q г , q п г = ⎜⎜1 − ⎝ 273 + 0.5 ⋅ (t 03 − Δt т + 110) ⎠ где ηц – отношение КПД реального утилизационного цикла к КПД цикла Карно. 12.Полезно использованное количество теплоты, отведенное в промежуточном охладителе: ⎛ ⎞ t х + 273 ⎟⎟ ⋅ ηц ⋅ q х . q п х = ⎜⎜1 − ⎝ 273 + 0,5 ⋅ (t вх + t х ) ⎠ 13.КПД комплекса: η= 4. Повышение температуры воздуха в компрессоре ГТД: ( 11. Полезно использованное количество теплоты отходящих газов: . q п гтд + q п г + q п х q кс . Данная методика предназначена для сравнения различных схем с утилизацией тепла. Её цель получить отношение КПД рассматриваемой схемы к КПД схемы, принятой за базовую. Поэтому она не претендует на точное определение абсолютного значения КПД. 2. Решение проблемы. Сравнительный анализ различных схем Вначале рассматривается схема промежуточного охлаждения с использованием теплоты отведенной от воздуха в охладителе. За базовую схему был принят ГТД простого цикла без промежуточного охлаждения. Теплоту, отведенную в промежуточном охладителе, можно использовать двумя способами: – организовать тепловой двигатель и получить полезную работу; – использовать абсорбционную холодильную машину [5] и понизить температуру воздуха на выходе из холодильника. При расчётах предполагалось, что ηц = 0,5 , а холодильная машина может отвести от охлаждае- 8. Количество теплоты, полезно использованной в ГТД: мого воздуха 30% от количества теплоты q х , т.е. q п гтд = Δt т ⋅ C РГ − (Δt к + Δt оск ) ⋅ C РВ . η х = 0,3 . Таким образом, холодильная машина по- 9. Количество теплоты отходящих газов, подлежащих утилизации: q г = C РГ ⋅ (t 03 − Δt т − 110 ) . 10.Количество теплоты, отведенное в промежуточном охладителе: низит температуру на выходе из холодильника ниже t х . И t вх.2 определится по формуле: t вх.2 = t х − η х ⋅ (t вх.х − t х ) . Сравнительные расчёты показывают, что эффективность двух методов практически одинакова. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 47 # é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl Однако организовать холодильный цикл существенно легче. Поэтому для утилизации тепла можно рекомендовать использование холодильной машины. Отношение КПД схемы с промежуточным охлаждением к КПД базовой схемы 1,15-1,2, в зависимости от температуры входного воздуха. За базовую схему принят простой цикл с КПД равным 30%. Рассматривая схему с утилизацией тепла отходящих газов, проанализируем эффективность применения промежуточного охлаждения как с использованием тепла, отведенного в промежуточном охладителе, так и тепла отходящих газов. Учитывая, что низкопотенциального тепла в циклах с утилизацией сравнительно много, рассматривается возможность использования этого тепла в абсорбционной холодильной машине для понижения температуры воздуха за воздухоохладителем. С помощью абсорбционной холодильной машины таким количеством тепла можно существенно понизить температуру. Понижение температуры ниже 0°С нецелесообразно ввиду дополнительных технических трудностей. Поэтому температуру на выходе из холодильника поддерживаем на уровне t х − Δt > 0°С . При таком подходе количество теплоты отходящих газов, используемое в утилизационном цикле, можно определить по формуле: q г = C РГ ⋅ (t 03 − Δt т − 110 ) − C РВ ⋅ Δt / η х . Эта формула учитывает, что часть тепла уйдёт в холодильную машину. Холодильная машина потребляет низкопотенциальное тепло, поэтому повысится средняя температура подвода в утилизационном цикле. Если без холодильной машины температура подвода менялась от t 03 − Δt т до 110°С , то с холодильной машиной температура подвода от t 03 − Δt т будет меняться t к = 110 + C РВ ⋅ Δt/ηх . Полезно использованное C РГ количество теплоты отходящих газов: ⎞ ⎛ t х + 273 ⎟⎟ ⋅ ηц ⋅ q г . q п г = ⎜⎜1 − ⎝ 273 + 0,5 ⋅ (t 03 − Δt + t к ) ⎠ На графиках рис.1 показаны зависимости КПД установки от степени повышения давления для базового варианта (кривая 1) и для схем, содержащих отдельно стоящий компрессор со степенью повышения давления 2. Кривая 2 – обычное промежуточное охлаждение. Кривая 3 – промежуточное охлаждение с утилизацией тепла промежуточного охладителя. Кривая 5 – классический теплоутилизирующий цикл. Кривая 6 – обычное промежуточное охлаждение для цикла с утилизацией. Кривая 7 – промежуточное охлаждение с использованием тепла промежуточного охладителя для цикла с утилизацией. Расчёты показали, что использование тепла отходящих газов для холодильной машины даёт отрицательный эффект, т.е. уменьшает КПД. Если ГТД снабжен водогрейным котлом, то его использование для холодильной машины даст существенный эффект (кривая 4). Заключение Проведенный анализ схем с промежуточным охлаждением и утилизацией тепла позволил сделать следующие выводы: 1. При применении промежуточного охлаждения для утилизации тепла целесообразно использовать холодильную машину, понижающую температуру воздуха за воздухоохладителем. 2. При наличии водогрейного котла для электростанций, работающих на Севере, тепло, получа- Рис. 1 – Параметры ГТД в зависимости от πк для различных схем промежуточного охлаждения 1, 2, 3, 4 – без утилизации тепла отходящих газов, 3, 4 – с использованием холодильной машины, 5, 6, 7 – с паровым теплоутилизирующим контуром, 7 – с использованием холодильной машины. # 48 # до é·˘ËÂ ‚ÓÔðÓÒ˚ ‰‚Ë„‡ÚÂÎÂÒÚðÓÂÌËfl емое для обогрева помещений, целесообразно в летнее время использовать для холодильной машины с осуществлением охлаждения циклового воздуха на входе в ГТД. Хотя более эффективно промежуточное охлаждение будет с использованием отдельно стоящего компрессора. 3. Для схем, содержащих теплоутилизирующий контур отходящих газов, применение промежуточного охлаждения целесообразно с использованием холодильной машины, понижающей температуру воздуха за воздухоохладителем, которая использует тепло, отведенное в промежуточном охладителе. 4. Для схем, содержащих теплоутилизирующий контур отходящих газов, привод отдельно стоящего компрессора целесообразно осуществить от паровой турбины. Такой привод позволит запустить газовую турбину от парового контура. ностроение», 1977. – 312 с. 3. Романовський Г.Ф., Ващиленко М.В., Сербін С.І. Теоретичні основи проектування суднових газотурбінних агрегатів: Навчальний посібник. – Миколаїв: УДМТУ, 2003. – 304 с. 4. Ребров Б.В. Судовые газотурбинные установки. – Л.: Судпромгиз, 1961. – 536 с. 5. Захаров Ю.В. Судовые установки кондиционирования воздуха и холодильные машины. – Л.: Судостроение, 1972. – 568 с. Поступила в редакцию 01.06.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Ивановский В.Г., Одесский национальный морской университет Литература 1. Сорока Я.Х. Теория и проектирование судовых газотурбинных двигателей: Учебное пособие. – Л.: Судостроение, 1982. – 112 с. 2. Нечаев Ю.Н., Федоров Р.М. Теория авиационных газотурбинных двигателей. Ч. I. – М.: «Маши- Анотація: Розглянуто ефективність застосування проміжного охолодження повітря в схемах з утилізацією тепла. Показано ефективність проміжного охолодження при застосуванні абсорбційної холодильної машини, як у простій схемі, так і в схемі з паротурбінним контуром, що утилізує. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 49 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 621.793.6:669.245 Н.В.Дашунин1, А.И.Рыбников2, Л.Б.Гецов3, Н.В.Можайская2, И.И.Крюков2, С.А.Леонтьев4 1ООО «Мострансгаз», Россия, 2ОАО «НПО ЦКТИ», Россия, 3Санкт-Петербургский государственный политехнический университет, 4 Филиал ОАО «Силовые машины»- ЛМЗ в С.-Петербурге, Россия ОПЫТ ДЛИТЕЛЬНОЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ СТАЦИОНАРНЫХ ГТУ НА МАГИСТРАЛЬНЫХ ГАЗОПРОВОДАХ ЧАСТЬ I. АНАЛИЗ ХАРАКТЕРНЫХ ПОВРЕЖДЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ Аннотация: Проведен анализ наиболее характерных повреждений деталей стационарных ГТУ, рассмотрено влияние на металл температуры, времени и повреждений при длительной эксплуатации. Š3!K, ……/е ë%C=2*, , ä, “*, !%2%!%", C%"!е›äе…, , !еì%…2%C!, ã%ä…%“2ü, C!%äëе…, е !е“3!“= Материалы исследованных лопаток ГТУ Введение В настоящее время наработка стационарных ГТУ, эксплуатирующихся на магистральных газопроводах, в ряде случаев превышает 100000 ч (табл.1), в то время как назначенный ресурс лопаток, например, варьируется в пределах от 18 до 80 тысяч часов. Таблица 1 Максимальная наработка лопаток ГТУ на КС «Мострансгаз» Тгаза на о входе, С ГТ-6-750 750 N, МВт 6 ГТН-16М1 900 16 29,0 35067 ГТН-25-1 1090 25 31,0 67430 ГТ-750-6 750 6 27,0 122720 ГТК-10-4 780 10 29,0 20162 ГТК-25ИР 940 25 34,4 117602 ГТУ КПД % 24,0 τmax., ч. 85157 В работе рассмотрены как виды недопустимых для дальнейшей эксплуатации повреждений рабочих и направляющих лопаток ТВД, ТНД и ОК, изготовленных из материалов, приведенных в табл.2, так и особенности изменения состояния поверхностного слоя лопаток и их структуры при эксплуатации, определяющих возможности продления ресурса. Изучение состояния различных лопаток проведено после различных сроков эксплуатации. Таблица 2 Примечание. В скобках указаны марки материаТурбинные лопатки Лопатки рабочие направляющие ОК ТВД ТНД ТВД ТНД ГТ-6-750 ЭИ893 ЭИ893Л ЭП428 ЭИ802 20Х13 ЭИ893 УТМЗ ЭП428 ЭИ893 ГТ-750-6 ЭИ893 ЭП428 ЭИ802 ЭИ961 НЗЛ ЭИ726 ЦНК-7 ГТН-25-1 ЗМИ-3У ЭИ893 ЗМИ-3У ЭИ893Л ЭИ961 УТМЗ ЭИ929 ЦНК-7 ГТК-25ИР ЗМИ-3У (Udimet FSX-414 FSX-414 AISI-403 General (IN738LC) Electric 500) ГТН-16 ЗМИ-3У ЭИ929 ЗМИ-3У ЗМИ-3У ЭИ961 УТМЗ (ЖС6К) ГТУ лов в первоначальном варианте исполнения. 1. Повреждения лопаток К числу наиболее распространенных повреждений лопаток следует отнести следующие: -образование трещин и перегревы направляющих лопаток ТВД ГТ-6-750 УТМЗ после наработки 9800-38000 ч, -образование трещин в направляющих лопатках ТВД ГТК-25ИР после наработки 15800-109000 ч, -образование трещин в рабочих и направляющих лопатках осевого компрессора ГТ-750-6 НЗЛ после наработки 9100-71000 ч. © Н.В.Дашунин, А.И.Рыбников, Л.Б.Гецов, Н.В.Можайская, И.И.Крюков, С.А.Леонтьев 2006 г. # 50 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ 1.1 Образование коррозионно-механических повреждений турбинных лопаток Проведенные методами РСМА и фазового анализа исследования поверхностного слоя лопаток различных ГТУ после длительной эксплуатации позволили установить в окисном слое наличие не только оксидов хрома, но и сульфидов никеля. Проблема попадания в проточную часть газовых турбин, работающих на природном газе, серосодержащих соединений рассматривалась в конце 70-х - начале 80-х годов прошлого столетия. Было установлено наличие корреляции между интенсивностью коррозионного повреждения лопаток и географическим расположением КС в почвенно-климатической зоне. К главным причинам коррозии лопаток ГТУ, эксплуатирующихся на КС, были отнесены: механические примеси циклового воздуха, жидкие и твердые фракции топливного газа (конденсата), попадание в проточную часть паров турбинного масла с высоким содержанием серы. Первые две причины в последние годы были практически исключены за счет применения совершенных методов очистки воздуха и газа. Рассмотрим подробнее на примере установки ГТН-25-1 вопросы попадания в проточную часть турбин масла, в котором, как известно, содержится массовая доля серы до 0,5% (согласно ТУ 38.101821-2001 для турбинного масле ТП-22С марки 1). Фактически обычно S = 0,35-0,45%. Возможными путями попадания паров масла в топливный газ установок ГТН-25-1 являлись: 1. Разрушение (или увеличение зазоров) плавающих колец уплотнительных подшипников; 2. Возможные отказы в работе фильтр-сепараторов; 3. Длительная работа с превышением рабочего 0,5 – 0,7 кгс/см2 перепада давления масло-газ (более 1,0 кгс/см2) . На нагнетателях Н-300-1,23, Н-6-56 (ЦБН), работающих от ГТН-25-1, ранее были установлены уплотнения «Келлера» лабиринтового типа. На этих уплотнениях происходит дросселирование газа до 10 атм. Размеры и конструкция уплотнений обеспечивали протечки газа, соответствующие 40-50% от расхода топливного газа (Q = 20,4 м3/мин). В уплотнительном подшипнике имеется гидравлическое уплотнение, давление масла в котором поддерживается регулятором на 0,3-0,5 атм выше давления газа в уплотнении. Часть масла идет на смазку подшипника, другая – на запирание газа. Потоком газа часть масла, идущая на запирание газа, уносится в коллектор газа (приблизительно от 0,35 до 0,5 кг/мчас) и далее через газосепаратор (г/с) сетчатого типа попадает в топливный коллектор на ГПА. Было выявлено, что эффективность очистки газа одной ступенью газосепаратора при эксплуатации недостаточна, так как масло в количестве 0,2-0,3 кг/час из одного ЦБН попадает в камеры сгорания ГПА. В связи с этим была установлена вторая ступень очистки газа. Для этого выход с уплотнения газосепаратора газа был врезан на вход газосепаратора БРТПГ, что в результате обеспечило вторую ступень очистки газа с уплотнения. Таким образом для отделения возможного присутствия масла или паров масла в топливном газе из уплотнений нагнетателя в настоящее время установлены два фильтр-сепаратора: - в линии после отбора из нагнетателя, - в линии после смешения с топливным газом из станционной системы Аналогичное мероприятие было реализовано применительно к установке ГТН-25 (НЗЛ). Выполненные мероприятия позволят исключить попадание масла в камеры сгорания ГПА. 1.2 Влияние серосодержащих соединений в проточных частях приводных ГТУ на работо-способность лопаток Как было установлено в результате специальных испытаний на длительную прочность образцов в контакте с золой, содержащей Na2SO4, агрессивное коррозионное воздействие отложений может приводить к резкому уменьшению времени до разрушения. Так, например, длительная прочность у1000 сплавов ЭИ826 и ЭП539 при 700 °С снижалась в 2-3 раза. Газовая фаза, насыщенная солями NaCl + Na2SO4, приводит к снижению длительной прочности у300 сплава ЭИ893 ВД при 750 °С на 20-25% [1]. Механизм этого влияния среды на длительную прочность в случае образования на поверхности металла легкоплавких эвтектических соединений Ni-Ni3S2 (Тпл.эвт=645 °С) позволяет причислить его к явлению коррозионного растрескивания. Наличие в поверхностном слое лопаток различных ГТУ после длительной эксплуатации не только оксидов хрома, но и сульфидов никеля подтверждает высказанное предположение о механизме обнаруженных повреждений лопаток. Другим доказательством являлся вид микротрещин, обнаруженных на рабочей лопатке из сплава IN738 после 22759 ч эксплуатации, который заметно отличался от вида трещин длительной прочности на воздухе. Такой вид трещин характерен для трещин коррозионного растрескивания. С другой стороны, в случае агрессивного действия среды вид трещин термической усталости в направляющих лопатках турбин можно было бы также принять за трещины коррозионного растрескивания. Дискуссионность такого утверждения, однако, связана с чрезвычайно малыми статичес- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 51 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ кими напряжениями в направляющих лопатках. Поэтому трещины можно классифицировать как трещины коррозионной усталости. С другой стороны, можно предположить, что коррозионное растрескивание кромок лопаток происходит на пусковых режимах под действием термических напряжений растяжения в соответствующей части цикла. Радикальными средствами увеличения ресурса лопаток, подверженных повреждениям указанного вида, являются: а) использование сортов масла, не содержащих серы, б) полное исключение случаев попадания конденсата в проточную часть ГТУ, в) уменьшение уровня термических напряжений за счет удлинения времени пуска и останова, г) расширение применения покрытий и совершенствование их состава и технологии нанесения. Как правило, после эксплуатации на лопатках определялась толщина оксидной пленки, которая, например, для рабочих лопаток ГТ-750-6 из сплава ЭИ893ВД без покрытий после 54100 ч эксплуатации в условиях КС «Острогожское» достигала 50 мкм. На поверхности лопаток из стали ЭП428 после 64000 ч эксплуатации также была обнаружена оксидная пленка толщиной 50-70 мкм. В ряде случаев методами рентгеноспектрального микроанализа определялась и глубина обезлегированной зоны, определяющая степень ее влияния на сопротивление усталости лопаток. Проведение соответствующих расчетов позволяет принимать обоснованное решение о возможности дальнейшей эксплуатации лопаток. 1.3 Образование термоусталостных трещин в турбинных направляющих лопатках Установлено, что обнаруживаемые в процессе длительной эксплуатации случаи растрескивания кромок направляющих лопаток из сплава ЭИ893Л вызваны процессами коррозионной усталости в условиях действия термических напряжений растяжения в соответствующей части цикла на пусковых режимах [2]. Факторами, способствовавшими образованию трещин, являлись имевшие в этих случаях место нарушения режимов термической обработки при изготовлении лопаток и низкое качество литья. В то же время на большинстве машин направляющие лопатки из сплава ЭИ893Л не имеют трещин даже после эксплуатации в течение 54000 ч. На сегментах направляющих лопаток ГТК-25ИР из сплава FSX–414 термоусталостные трещины являются дефектом, определяющим их ресурс. Радикальным средством устранения повреждений этого вида является изменение конструкции лопа- # 52 # ток при одновременном уменьшении уровня термических напряжений за счет удлинения времени пуска и останова ГТУ. 1.4 Трещины в покрытии Для предупреждения коррозионного воздействия продуктов сгорания конденсата на поверхность лопаток некоторых ГТУ было решено наносить на них покрытия. Таким образом, надежность предохранения лопаток от коррозионного растрескивания оказалась связанной с качеством покрытия. Как известно, влияние покрытий на усталостную прочность лопаток зависит от асимметрии цикла, пластичности основного металла и покрытия, а также от состава и структуры покрытия [3]. Как было установлено проведенными лабораторными исследованиями, покрытия системы СоNiCrAlY в ряде случаев обладают пониженным по сравнению с основным металлом сопротивлением термической усталости [4]. Именно поэтому трещины в покрытии после наработки 21000 ч, обнаруженные на рабочих лопатках 2-ой ступени ГТН-25-1, изготовленных из сплава ЭИ929, не распространились в основной металл. На основе выполненных оценок установлено, что такие микротрещины не влияют на прочностной ресурс лопаток. С другой стороны, как показал проведенный анализ, в случаях, когда температура лопаток 2-ой ступени ниже Тпл.эвт , условия, вызывающие их коррозионное растрескивание, не имеют места. Поэтому, в случае отсутствия нештатных повышений температуры, способных вызывать агрессивное действия среды на поверхность лопаток 2-ой ступени, было признано возможным допускать такие лопатки в дальнейшую эксплуатацию без ограничения ресурса, если в этих условиях запасы статической прочности лопаток обеспечены. Для охлаждаемых направляющих лопатках 1ой ступени ТВД ГТУ-25-1, изготовленных из сплава ЗМИ-3У с покрытием, использовался другой подход. Поскольку трещины термической усталости, обнаруженные после 23500 ч эксплуатации, в отдельных случаях распространились на всю толщину стенки лопатки, то такие лопатки к дальнейшей эксплуатации допущены быть не могут. 1.5. Усталостные разрушения лопаток В процессе длительной эксплуатации на КС «Острогожское» на замковой части рабочих лопаток ТНД ГТ 750-6 из сплава ЭИ893 после эксплуатации в течение 1200 ч были обнаружены усталостные трещины по первой впадине замка лопатки. Исследования показали, что причиной этих повреждений являются нарушения при изготовлении или сборке ГТУ, приведшие к нештатным неравномерностям параметров газового потока. Усталостные äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ разрушения в условиях имевших место перегревов были обнаружены и на перовой части рабочих лопаток ГТК 10-4 после 4920 и 3745 ч. эксплуатации. При этом для установления перегрева использовались методы сравнения структуры перовой и замковой частей лопаток. Установлено, что в перовой части в зоне разрушения количество γ′-фазы заметно ниже, чем в замковой части. Это свидетельствует о том, что температура металла была выше температуры отпуска при термической обработке лопаток. Усталостные трещины в рабочих и направляющих лопатках ОК и обрывы рабочих лопаток наблюдаются при длительной эксплуатации различных ГТУ, особенно ГТ-750-6, что связано с различными причинами, в настоящей работе не рассматриваемыми. Таким образом, основными повреждениями лопаток стационарных ГТУ в условиях длительной эксплуатации на магистральных газопроводах являются коррозионно-механические и усталостные повреждения основного металла и покрытий. 1.6 Эрозия лопаток Эрозия поверхности турбинных лопаток несколько снижает КПД, однако не влияет на остаточный ресурс лопаток. Так, на направляющих лопатках 2-ой ступени ГТ-750-6, изготовленных из стали ЭИ726, после 54061ч эксплуатации на КС «Острогожская» была обнаружена эрозия. После длительной эксплуатации была обнаружена также эрозия отдельных участков кромок рабочих лопаток компрессоров ГТК-25И и ГТ-6-750. Вопрос о возможности их дальнейшей эксплуатации связан с влиянием эрозии на собственные частоты лопаток. 1.7 Образование дефектной структуры Проводящиеся металлографические исследования структуры лопаток после длительной эксплуатации позволяют получать информацию, необходимую для прогнозирования ресурса лопаток. Так, на лопатках ГТК-25И из сплава IN738 после длительной эксплуатации была обнаружена игольчатая структура ТПУ-фазы (рис.1), которая, как известно, вызывает заметное снижение длительной прочности. Рис.1 – Микроструктура металла у выходной кромки лопаток 1-ой ступени ТВД ГТК-25И из сплава IN738 после эксплуатации в течение 23000 ч. ×1000 Поэтому вопрос о продлении ресурса лопаток с такой игольчатой структурой требует учета этого влияния в зависимости от ее количества. С другой стороны, отечественные сплавы ЗМИ-3У и ЦНК-7, из которых были изготовлены лопатки ГТК-25И для замены лопаток из сплава IN738 после исчерпания ресурса, оказались более стабильными, о чем свидетельствует их структура после длительной наработки [5]. Причинами такого отличия является увеличенное (с целью повышения сопротивления высокотемпературной коррозии) содержание хрома в сплаве IN738 (16%), в то время как в отечественных сплавах ЗМИ-3У и ЦНК-7 содержание хрома составляет 14%. Таким образом, произведенная замена материала лопаток и использование покрытий оказывает положительное влияние на ресурс рабочих лопаток ТВД, что подтверждается опытом длительной эксплуатации. 1.8. Язвенная коррозия лопаток компрессора Язвенная коррозия направляющих лопаток 1ой ступени осевого компрессора была обнаружена после 33000 ч эксплуатации ГТ-750-6 на КС «Истье». Этот вид повреждений отрицательно сказывается на КПД компрессора и снижает усталостную прочность лопаток. Анализ состояния лопаток других ступеней ОК ГТУ показал практическое отсутствие язв. Тем не менее, усталостные разрушения различных лопаток компрессора ГТ-750-6, как было указано выше, свидетельствуют о необходимости реализации различных мероприятий по повышению вибрационной надежности ОК этой ГТУ. Наличие язв было также обнаружено на направляющих лопатках компрессора ГТК-25ИР. Анализ распределений глубин язв не позволяет в настоящее время сделать вывод о влиянии язв на ре- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 53 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ сурс направляющих лопаток. Проблема защиты лопаток компрессоров от язвенной коррозии и решение вопросов о продлении ресурса лопаток с язвами требуют постановки специальных исследований, в частности разработки и внедрения защитных покрытий. 1.9 Образование структуры, свидетельствующей о перегреве металла На ряде лопаток различных ГТУ были обнаружены изменения структуры, свидетельствующие о перегреве металла во время эксплуатации, связанные с превышением рабочей температуры. Было установлено, что причинами таких повреждений является их нештатный перегрев. Так, был обнаружен перегрев металла направляющих лопаток ГТН6 из сплава ЭИ893Л после наработки 7656 ч. При анализе состояния поверхности лопаток после эксплуатации были выявлены значительные их коррозионные повреждения. Так, на кромках рабочих лопаток 1-ой ступени ГТН-16, изготовленных из сплава ЗМИ-3У, после 2700 ч эксплуатации на КС «Давыдовская» были обнаружены даже участки оплавления вследствие нештатного перегрева лопаток. Обнаруженные повреждения лопаток и изменения состояния их поверхности после длительной эксплуатации свидетельствуют о необходимости проведения дополнительных исследований закономерностей изменения структуры и свойств материалов лопаток в процессе длительной эксплуатации. Рис.2 – Схема расположения трещин в дисках. На дисках ТНД трещины обнаруживались под первым зубом только слева по ходу газа - в районе установки стопора, симметрично относительно проточки (рис.2 а, б); на дисках ТВД - как слева в районе установки стопора, так и справа по ходу газа. Выход трещин на торцевые поверхности на дисках ТВД наблюдался как на входе, так и на выходе газа (рис.2 а, б, в, г). При этом часто твердость на поверхности межпазовых выступов ниже требований ТУ на исходный металл, что свидетельствует о частичном разупрочнении металла. Наиболее заметно изменение микроструктуры: появляются участки свобод- а б в г 2 Повреждения дисков турбин Одним из видов специфических видов повреждения дисков являются трещины в дисках роторов турбин высокого (ТВД) и низкого давления (ТНД) из стали ЭП428 (20Х12ВНМФ) газотурбинных агрегатов ГТК-10-4 из стали ЭП428 с наработкой 100 тысяч часов и более [6]. За 2002 - 2005 годы на компрессорных станциях ООО «Тюментрансгаз» было обследовано 166 дисков ТВД и ТНД газоперекачивающих агрегатов ГТК10-4, т.е. около 12% ГПА ГТК-10-4, находящихся в эксплуатации. При этом на 20% дисков (19 - ТВД, 14 - ТНД) методом цветной дефектоскопии (ЦД) на внутренней поверхности елочного паза во впадинах под первым зубом межпазового выступа и на поверхности трапецеидальной проточки под стопорную пластинку были обнаружены трещины общим количеством 176 штук (рис.2). Зафиксированы - несколько случаев выхода трещин на торцевые поверхности дисков и один случай трещины во впадине одновременно под первым и вторым зубом. Одной из причин образования трещин является перегрев металла из-за недостаточно эффективной работы системы охлаждения. # 54 # ного феррита, мартенситная ориентация частично нарушается, что способствует снижению эксплуатационных характеристик и срока службы [7]. 3 Повреждения корпусных деталей Основными видами повреждений корпусных деталей являются трещинообразование в районе сварных швов, коробление, коррозия и эрозия внутренней вставки корпуса турбины (20Х23Н18) и выходного диффузора (12МХ) ГТК-10-4 и ГТ-750-6, вызываемые нестационарными режимами работы ГТУ. Так, иногда на корпусе турбины (12МХЛ) обнаруживаются участки сильного перегрева в результате выхода из строя внутренней вставки и «выдува» теплоизоляционного материала. Твердость в месте прорыва газов на внутренней поверхности корпуса снижается, что сопровождается изменением микроструктуры в направлении увеличения ферритной составляющей. Контроль прилегания фланцев горизонтальных äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ разъемов корпусов турбины и осевого компрессора, как правило, приводит к механической обработке разъемов и их подгонке. Выводы 1. Проведен анализ наиболее часто встречающихся повреждений деталей ГТУ и определены причины их вызывающие. 2. Основными повреждениями лопаток стационарных ГТУ в условиях длительной эксплуатации на магистральных газопроводах являются коррозионно-механические и усталостные повреждения основного металла и покрытий, а также нештатные перегревы деталей. 3. Произведенная замена материала лопаток ГТК-25И из сплава IN738 на ЗМИ-3У и использование покрытий оказывает положительное влияние на ресурс рабочих лопаток ТВД. 4. Проблема защиты лопаток компрессоров от язвенной коррозии и решение вопросов о продлении ресурса лопаток требуют разработки и внедрения защитных покрытий. 6. Крюков И.И., Агузумцян В.Г., Калинин Н.А., Станюкович Б.А., Платонов В.С., Рыбников А.И., Ковалев А.Г., Кузьмин В.П., Шмелев Н.Г., Леонтьев С.А. Контроль дисков роторов ТВД и ТНД газовых турбин ГТК-10-4 методами неразрушающего контроля. - Материалы 13-й международной конференции «Современные методы и средства неразрушающего контроля и технической диагностики. Ялта.-2005.С. 93 - 95. 7. Рыбников А.И., Манилова Е.П., Ковалев А.Г., Леонтьев С.А., Иванов С.А. Структура и свойства металла дисков ТВД турбины ГТК-10 после длительной эксплуатации // Труды ЦКТИ.- 2002.- вып. 286.- С. 205 -212. Поступила в редакцию 22.05.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. С.В. Епифанов, Национальный аэрокосмический университет им.Н.Е.Жуковского «ХАИ», Харьков. Литература 1. Никитин В.И. Коррозия и защита лопаток газовых турбин. - Л.: Машиностроение, 1987. - 272с. 2. Гецов Л.Б. Материалы и прочность деталей газовых турбин. - М.: Недра, 1996. - 591 с. 3. Гецов Л.Б., Рыбников А.И., Малашенко И.С. и др. Сопротивление усталости жаропрочных сплавов с покрытиями // Проблемы прочности. - 1990.№5.-С. 51 - 56. 4. Рыбников А.И., Гецов Л.Б. Сопротивление термической усталости защитных покрытий для лопаток газовых турбин // Теплоэнергетика. - 1994.- №9.С. 30 - 39. 5. Рыбников А.И., Крюков И.И., Можайская Н.В., Дашунин Н.В. Ресурс лопаток ТВД ГТК-25И из сплава ЗМИ-3У // Теплоэнергетика.- 2003.- №2.- С. 68 - 72. Анотація: Проведено аналіз найбільш характерних ушкоджень деталей стаціонарних ГТУ, розглянуто вплив на метал температури, часу й ушкоджень при тривалій експлуатації. Abstract: The analysis of the most typical damages of details stationary GTE is carried out, influence on metal of temperature, time and damages is considered at long operation. Features of change of a condition of a superficial layer of blades and their structures are considered as kinds of inadmissible damages for the further operation of blades and vaines, made of different materials, and at the operation, determining opportunities of prolongation of a resource. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 55 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 620 А.М. Локощенко, В.В. Назаров, С.В. Новотный, В.К. Ковальков Институт механики Московского государственного университета им. М.В. Ломоносова, Россия ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПОЛЗУЧЕСТИ И ДЛИТЕЛЬНОЙ ПРОЧНОСТИ ТИТАНОВОГО СПЛАВА ВТ6 ПРИ ТЕМПЕРАТУРЕ 600 0С Аннотация: Для получения характеристик ползучести и длительной прочности сплава ВТ6, создан контрольно-измерительный комплекс на базе испытательной установки ИМех5. Разработана соответствующая методика проведения экспериментов. Предложено теоретическое описание полученных экспериментальных результатов. dë, 2еëü…= C!%÷…%“2ü, ìе2%ä, *= C!%"еäе…, bŠ6 .*“Cе!, ìе…2%", C%"!е›äе……%“2ü, C%ëƒ3÷е“2ü, “Cë=" Введение В Институте механики МГУ имени М.В. Ломоносова реализуется большая экспериментальная программа по изучению деформационных и прочностных характеристик титанового сплава ВТ6 при постоянной температуре, равной 600 °С. В течение последних двух лет была проведена комплексная модернизация измерительного и контрольного оборудования. Заменены датчики высокотемпературных деформаций, измерительное устройство и регулятор, обеспечивающий постоянство температуры на заданном уровне во время проведения испытаний. В настоящее время непрерывный контроль процесса деформирования осуществляется с применением специальных программных средств на персональном компьютере. В данной работе описана методика высокотемпературных испытаний, разработанная в лаборатории ползучести и длительной прочности металлов. Приведены результаты испытаний сплава ВТ6 на ползучесть вплоть до разрушения. Проведен анализ полученных экспериментальных результатов. 1 Испытательный комплекс для проведения высокотемпературных длительных испытаний металлов при совместном действии растяжения и кручения Испытания сплава ВТ6 на одноосное растяжение и совместное действие растяжения с кручением проводятся на модернизированных установках ИМех-5, предназначенных для испытания трубчатых образцов при совместном действии растяжения и кручения в условиях высоких температур [1]. Нормальное и касательное напряжения задаются независимо друг от друга и могут быть кусочнопостоянными функциями времени. Максимальная растягивающая нагрузка составляет 12,5 кН, максимальный крутящий момент – 125 Нм, максимальная возможная температура испытаний – 900 °С (мощность печи 4 кВт). Схема установки показана на рис. 1. Соединенная с ходовым винтом 1 верхняя тяга 2 может сообщать образцу 3 возвратнопоступательное движение в вертикальном направлении. Шпонка редуктора не позволяет образцу с тягами поворачиваться вокруг своей оси. К нижней тяге 4 крепится диск 7 (диаметр диска 500 мм), вдоль окружности которого проложены тросы 8, переброшенные через блоки. К этим тросам подвешиваются грузы 9, создающие крутящий момент. Угловое перемещение измеряется с помощью частотного датчика положения 5 фирмы Sick DKS40, вал 10 которого связан ременной передачей с диском 7. Для предотвращения поворота головок образца относительно тяг используются стопоры в виде шпонок. Все детали установки, находящиеся во время испытаний внутри печи 11, изготовлены из жаропрочной стали. Растяжение осуществляется платформой с грузами, подвешенной к диску через шарик, обеспечивающий самоцентрирование нагрузки. Растяжение без помощи рычага препятствует созданию больших напряжений, но позволяет независимо задавать растягивающую и крутящую нагрузки. Во время эксперимента для регистрации данных используется комплексное решение на базе Рис. 1 – Схема испытательной установки ИМех-5 оборудования и компьютерных программ немец- © А.М. Локощенко, В.В. Назаров, С.В. Новотный, В.К. Ковальков 2006 г. # 56 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ кой фирмы HBM, специализирующейся на разработке и производстве высокоточных измерительных технологий в механике. Деформации измеряются типовыми индуктивными датчиками перемещений WA500-T той же фирмы, имеющими класс точности 0,1 % и чувствительность 5 мкм. В качестве усилителя электрического сигнала с первичного преобразователя используется сертифицированная Ростестом как средство измерений универсальная многоканальная тензометрическая станция Spider8 фирмы HBM, сопряженная с персональным компьютером, на котором установлено специальное обеспечение на основе программы Catman 4.0. Специализированное программное обеспечение позволяет проводить мониторинг и контроль измерений характеристик ползучести металлов. Класс точности измерений тензометрической станции по нелинейности, смещению нуля и гистерезису составляет 0,1%. Наличие температурного канала позволяет контролировать температурное поле в печи установки. В качестве контрольного измерителя температуры использовалась платинороди- евая термопара типа КТПП ПП (S) в стальной жаропрочной защитной оболочке производства фирмы “ПК Тесей”, которая успешно прошла поверку эталонной платинородиевой термопарой на производственном объединении “ПК Тесей”. Конструкция модернизированной испытательной установки ИМех5 позволяет обеспечить сохранность датчиков перемещений вплоть до разрушения образца. Выход на заданный температурный режим и поддержание в печи испытательной установки заданной температуры с точностью 0,1 °С осуществляется микропроцессорным регулятором температуры Протерм-100. Печь содержит три нагревательных элемента 12. Нагрев в программном режиме происходит в соответствии с заданной кусочно-линейной функцией, что обеспечивает плавный выход на рабочий температурный режим. На информационном табло Протерм-100 можно видеть текущие время и температуру в области каждого нагревательного элемента, управление температурным полем осуществляется по каждой спирали независимым контуром регулирования с целью предотвращения локального перегрева по длине образца, а также перегрева измерительных устройств. Параметры контуров регулирования определяются экспериментально, так как они сильно зависят от конструкции захватов и теплоизоляционных материалов, используемых в конструкции печи. Рис. 2,а – Форма сплошных образцов для испытаний на ползучесть при одноосном растяжении После закрепления образца в жаропрочных захватах, к нему прикрепляются (по длине рабочей части) три платино-платинородиевые термопары. С помощью этих термопар температурным регулято- Рис. 2,б – Форма трубчатых образцов для испытаний на осуществляется ползучесть ром Протерм-100 трехзонное репри комбинации растяжения и кручения ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 57 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ гулирование температурного поля с плавным выходом на заданный температурный режим и последующей выдержкой во времени для стабилизации и выравнивания температурных градиентов. Состояние стабилизации контролируется тензометрической станцией по уровню изменения деформаций. По завершении процесса выравнивания температуры в образце, выполняется “обнуление” показаний датчиков перемещений и образец нагружается. Программное обеспечение на базе Catman 4.0 позволяет безопасно регистрировать данные на заданной частоте с мониторингом текущего состояния деформирования образцов и возможностью математической обработки данных и вычислений в реальном режиме времени. Испытания при одноосном растяжении проводятся на сплошных цилиндрических образцах диаметром 5 мм и рабочей длиной 25 мм (рис. 2,а), а при совместном растяжении с кручением – на трубчатых образцах с толщиной стенки 1,5 мм (рис. 2,б). Особое внимание следует обращать на конструктивное исполнение креплений и захватов. По возможности необходимо уменьшать их теплоемкость и габариты, так как большие размеры захватов сильно увеличивают время стабилизации и выравнивания температурных градиентов, а также вносят существенные погрешности в измерения истинных деформаций образца. Следует также предохранять первичные средства измерения от перегрева, изолируя их от возможного теплового излучения высокотемпературных печей. Особенно это необходимо для долговременных высокотемпературных испытаний. В данной методике такую защиту обеспечивают защитный термоэкран, а также исполнение контактных датчиков регистрации деформаций, позволяющее вынести измерение удлинений за рамки опасной зоны температурного поля. Следует также уделять внимание вопросам потери устойчивости и разрушения образцов. Конструкция испытательного оборудования в этих условиях должна обеспечивать сохранность датчиков и термопар. Следует отметить хорошие эксплуатационные характеристики термопар в гибком кабельном исполнении (диаметр 1,5 мм) и подпружиненных индуктивных датчиков измерения перемещений серии WA фирмы HBM. 2 Результаты испытаний при одноосном растяжении Ниже приведены результаты испытаний сплава ВТ6 на ползучесть вплоть до разрушения при температуре 600 °С. Используются следующие обозначения: σ 0 – номинальное напряжение, равное отношению постоянной растягивающей силы к площади недеформированного поперечного се- # 58 # чения, p& 0 – скорость установившейся ползучести, t ∗ – время разрушения. Результаты испытаний на одноосное растяжение 3 Теоретическое описание полученных результатов Для описания высокотемпературного деформирования в рамках установившейся ползучести примем уравнение: p& 0 = A −1σ 0n . (1) Величины А и п представляют собой матери- σ0 МПа 217 167 117 67 47 p& 0 (час)-1 0.556 0.462 0.350 0.395 0.424 0.147 0.186 0.165 0.278 0.099 0.046 0.023 0.022 0.028 0.006 0.009 0.0034 0.0038 t∗ час 0.37 0.43 0.56 0.51 0.30 1.49 0.94 1.56 0.79 3.35 4.54 6.28 13.15 14.02 37.37 34.53 86.67 79.53 альные константы при заданной постоянной температуре. Зависимость времени разрушения от напряжения представим в виде: t ∗ = Bσ 0− m . (2) Постоянные В и т вычисляются из аппроксимации опытных данных длительной прочности зависимостью (2) в логарифмических координатах lg σ 0 − lg t ∗ . Рис. 3 – Экспериментальная и теоретическая кривые скорости установившейся ползучести от величины номинального напряжения. Аналогичным образом можно найти константы А и п из минимума расхождения эксперименталь- äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ ной зависимости скорости установившейся ползучести p& 0 от номинального напряжения σ 0 с зависимостью (1) в логарифмических координатах lg σ 0 − lg p& 0 . Расчеты показывают, что характеристикам установившейся ползучести и длительной прочности сплава ВТ6 соответствуют следующие значения материальных констант: A = 3.0 ⋅ 10 7 (МПапчас), п = 3,03, B = 2.3 ⋅ 10 7 (МПатчас), т = 3,27. обеспечения позволяет проводить длительные испытания на ползучесть различных металлов и сплавов при заданных температурах вплоть до разрушения. На установках ИМех-5 проведена экспериментальная работа по выявлению скорости установившейся ползучести и длительной прочности сплава ВТ6 при постоянной температуре 600 °С. Получены экспериментальные результаты для диапазона номинального напряжения от 47 до 217 МПа. Проведено теоретическое описание полученных экспериментальных данных. Авторы выражают благодарность за участие в подготовке и проведении экспериментов сотрудникам лаборатории ползучести и длительной прочности металлов Н.И. Гальчину, М.А. Минаеву и И.А. Манову. Работа выполнена при финансовой поддержке Российского фонда фундаментальных исследований (проекты: № 05-01-00184 и № 05-08-50256-а) и ИНТАС (проект № 03-51-6046). Литература 1. Ковальков В.К., Назаров В.В., Новотный С.В. Методика проведения высокотемпературных испытаний при сложном напряженном состоянии. // Заводская лаборатория. Т. 72. № 4. 2006. С. 42-44. Рис. 4 – Экспериментальная и теоретическая кривые длительной прочности. На рис. 3-4 приводятся зависимости скорости установившейся ползучести p& 0 и времени раз- Поступила в редакцию 11.05.2006 г. Рецензент: д-р тех. наук, проф. Мамонов А.М., МАТИ-РГТУ им. К.Э. Циолковского, Москва. рушения t ∗ от уровня номинального напряжения σ 0 . Теоретические кривые обозначены сплошными линиями, а соответствующие им экспериментальные данные – штриховыми. Заключение Установка ИМех-5 в сочетании с комплексом измерительного оборудования и программного ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 59 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Анотація: Для одержання характеристик повзучості й тривалої міцності сплаву ВТ6, створений контрольно-вимірювальний комплекс на базі дослідної установки ИМех-5. Розроблено відповідну методику проведення експериментів. Запропоновано теоретичний опис отриманих експериментальних результатів. Abstract: The control and measuring complex created on the basis of test set IMec-5 for characterization of creep the VT6 alloy. Experimental technique developed. Experimental data of creep was featured by kinetic equation for damage in material. # 60 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 539.4.016:621.831 А.И. Долматов, А.А. Колос Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Украина СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС Аннотация: Рассмотрены методы структурного анализа материала зубчатых колес. Предложена зависимость дефектов от качества обработки материала. Рассмотрены методы контроля зубчатых колес. q2!3*23!=, ì=*!%“*%C, ÷е“*, L =…=ë, ƒ, ì, *!%“*%C, ÷е“*, L =…=ë, ƒ, C%"е!.…%“2…/L “ë%L, äе-е*2, *%…2!%ëü Введение. 1 Постановка задачи исследования Структурные методы изучения металлов, прежде всего методы микроскопического анализа очень широко применяют для исследования. Главное преимущество их заключается в том, что между структурой металла и его свойствами в большинстве случаев существует достаточно надёжная качественная зависимость. Это позволяет по данным микроанализа (а часто и макроанализа) не только узнать, в каком направлении изменяются механические, физические или химические свойства при тех или иных изменениях в структуре, но и объяснить причины этих различий в свойствах. Более того, по данным, получаемым этими методами, возможно, указывать пути наиболее эффективного улучшения структуры, а следовательно, и свойств и прогнозировать эксплуатационную надежность изделий. Достаточно, например, указать, что получение в конструкционных сталях более мелкого зерна, наблюдаемое в микроскопе, позволяет значительно повысить сопротивление хрупкому разрушению. С другой стороны, образование в структуре частиц химических соединений (например, карбидов или интерметаллидов в стали) повышает в определенных пределах прочностные свойства. Вместе с тем образование большого числа и довольно крупных частиц новой фазы (в частности, тех же карбидов в стали), также отчетливо наблюдаемых в микроскопе, снижает вязкость и способствует развитию хрупкого разрушения. Физические и химические методы, позволяющие судить о превращениях, протекающих в тех или иных металлических сплавах, существенно дополняют данные структурного исследования. Они позволяют определить изменение состояния металлов, которые не удается отметить структурными методами (в частности, когда превращения, протекающие в них, приводят к изменению электронной структуры атомов металлов). Измерение электрического сопротивления позволит указать природу образующихся новых фаз в металле, т.д. Свойства металла, металлических сплавов определяют физические свойства (коэффициент теплового расширения, плотности, магнитной проницаемости и др.) и ряда химических свойств (стойкости против коррозии в разных агрессивных средах и т.д.). Технологический метод определяет технологические свойства детали, изготавливаемой ковкой, штамповкой, обработкой резанием. Таким образом, выше перечисленные методы используются в комплексе, и дают информацию о структуре, превращениях и свойствах. Выявление дефектов, нарушающих сплошность металла, методами структурного анализа. 2 Изложение основного материала с обоснованием полученных результатов. Макроанализ излома металла позволяет установить многие особенности строения, причин хрупкого или вязкого разрушения. По форме различают тип излома : - ровный, блестящий; - с выступами или чашечкой. Хрупкое разрушение – это разрушение, которое произошло без видимой пластической деформации. При вязком разрушении пластическая деформация видима. © А.И. Долматов, А.А. Колос 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 61 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Анализ строения излома более полно характеризует поведение металла при разрушении. По этому признаку различают излом: - зернистый излом; - матовый или волокнистый; - смешанный; - по флокенам. Выявление дефектов, нарушающих сплошность металла, методом макроанализа: - усадочная рыхлость, газовые пузыри, пустоты и трещины, образовавшиеся в литом металле; - трещины, возникающие при обработке давлением или термической обработке в катанном или кованом металле. Для выявления этих дефектов в заготовках применяют – темплеты, изготовляемые в поперечных сечениях. Дефекты, нарушающие сплошность стали, определяют реактивами глубокого и поверхностного травления. Реактивы глубокого травления используют для макроанализа отливок и поковок. Реактив для глубокого травления состоит из: HCl, HNO3, K2Cr2O7, воды. Реактив для глубокого травления воздействует на поверхность стали. Агрессивное действие концентрированных кислот и их смесей неодинаково на отдельных участках металла; оно больше на участках с более развитой и активной поверхностью, т.е. с порами, раковинами, трещинами и концентраторами напряжений, а также на участках, неоднородных по составу и структуре вследствие ликвации. Поэтому после травления макрошлиф стали, имеющий такие дефекты, получает избирательно протравленную поверхность, на которой видны трещины и пористость. Кроме того отдельные участки металла в результате особенностей состава, влияния примесей и превращений могут иметь значительные напряжения (в том числе особенно опасные растягивающие напряжения). Микроанализ выявляет и эти участки, которые обладают резко пониженными и неудовлетворительными механическими свойствами, в которых в процессе последующей обработки могут возникнуть трещины. Реактив для поверхностного травления выявляет сравнительно крупную пористость, и характер ликвации и фигуры течения металла, но они не могут заменить реактивов глубокого травления для определения флокенов, трещин, рыхлости и пор, не выходящих непосредственно на поверхность металла.[3] Способ обработки металла влияет на его структуру и свойства. Микроанализом определяют влияние пластической деформации на его структуру. Микроструктура стали показывает распределение неметаллических включений в стали. Эти вклю- # 62 # чения проявляются после травления шлифа. Вытянутыми оказываются не только неметаллические включения, но и участки перлита и феррита, т.к. на процессе вторичной кристаллизации в твердом состоянии оказывали зародышевое действие вытянутые неметаллические включения. Макроанализ не обнаруживает этого вида полосчатости, называемой вторичной. Ударная вязкость образцов стали поперек волокна является более высокой, чем ударная вязкость при испытании вдоль волокна. Далее, микроанализ позволяет определить, подвергался ли сплав холодной деформации. Можно отчетливо видеть изменение формы и размера зерна, вызванное рекристаллизацией. При помощи микроанализа можно установить, в равновесном или в неравновесном состоянии находится сплав, и во многих случаях определить, какой термической обработке он подвергался. Сталь, нагретая до более высокой температуры, из-за крупного зерна обладает меньшей пластичностью и прочностью. Рост зерна стали, происходящий при высоком нагреве, вызывает также увеличение размеров кристаллов мартенсита, образующихся в процессе охлаждения. Микроструктура позволяет также судить о том, была ли достаточной скорость охлаждения при закалке сплава. В промышленности широко применяют процессы, изменяющие состав поверхностного слоя стали путем насыщения его углеродом (цементация), азотом (азотирование) или металлами (диффузионная металлизация). В зависимости от глубины насыщенного слоя и концентрации соответствующих элементов в этом слое изменяются свойства стали. Микроанализ позволят определить глубину такого диффузионного слоя и примерно концентрацию в нем насыщенного элемента. Микроанализ широко применяют для установления причин разрушения деталей при эксплуатации. В таких случаях также имеет значение правильный выбор места, из которого вырезают образец. Обычно образцы вырезают вблизи места разрушения и в отдалении от него, для того чтобы можно было определить наличие каких-либо отклонений в строении металла. Кроме того, изучается структура в продольном и поперечном направлениях. Определены следующие виды дефектов зубчатых колес: (табл. 1) [3] При ремонте зубчатых колес осуществляют контроль: 1. Контроль формы и размеров детали; 2. Магнитный контроль деталей; 3. Контроль зацепления шестерен. Контроль формы и размеров детали – позволяет выявить несоответствия чертежу и техническим требованиям. äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Таблица 1 Виды дефектов зубчатых колес Дефекты Разрушение Усталостное изнашивание Причина дефекта Следствие дефекта Методы, режимы обработки де- Структурно-фазовое изменение в метали талле. (качество поверхностного слоя детали, физико-механические свойства, макро-, микроструктура металла, остаточные напряжения). (осповидное) То же Выкрашивание поверхностного слоя Абразивное изнашивание То же Микросрезание поверхностного слоя Фреттинг-коррозия То же Язвинки и продукты коррозии Приработка Наклеп Заедание зубьев Методы, режимы обработки де- Изменение размеров, состояния потали (качество поверхностного верхностного слоя слоя детали, сборки зацепления) То же Изменение структуры, свойств металла (микротвердость поверхностного слоя) Методы, режимы обработки де- Адгезионный отрыв тали (термообработка (закалка), физико-химические свойства металла) Механические повреждения Методы, режимы обработки де- Дефекты поверхностного слоя (цаторцов тали (качество поверхностного рапины, риски) слоя детали, качество сборки зацепления) Коррозионное разрушение Кавитационный износ Методы, режимы обработки де- Физико-химические процессы в метали (качество поверхностного талле (ржавление). Разрушение послоя детали, физико-химические верхностного слоя. свойства металла) То же Магнитный контроль деталей – позволяет выявить в деталях трещины и др. пороки, нарушающие целостность и однородность материала у поверхности. Контроль зацепления шестерен – позволяет определить качество зацепления (по характеру отпечатков краски на сопряженных поверхностях, по величине зазоров, на легкость и плавность движения, отсутствие несвойственного им шума). [2] Контроль зубчатых передач. При производстве зубчатых колес осуществляют три вида контроля : 1. Профилактический контроль; 2. Текущий контроль; 3. Приемочный контроль. Профилактический контроль – включает в себя контроль средств производства: - станка – геометрический и кинематический; Физико-химические процессы в металле. Наклеп поверхностного слоя. инструмента – нового и после заточки; - приспособления – вне станка и на станке; - заготовки – после её обработки, на станке – перед выполнением технологических операций обработки изделия, с целью обеспечения требуемой точности изготовления зубчатых колёс. Этот вид контроля особенно эффективен при производстве зубчатых колес, поскольку имеется тесная связь между точностью средств производства и точностью готового изделия. Цель текущего контроля в зуборезном производстве – выявление погрешностей процесса изготовления по результатам измерения зубчатых колес или контроль окончания технологических операций или же наладки технологического процесса и управления ходом обработки. Цель приемочного контроля - оценка соответствия точности изделия требованиям, определяе- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 63 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ ных напряжений обработанной резанием детали. мым его назначением, и выделение негодной продукции. Приемочный контроль содержит кинематический, геометрический, вибрационный, акустический. Пример комплексов показателей точности для трех видов контроля зубчатых колёс, используемых в скоростных и кинематических цепях: - кинематическая точность, - плавность работы, - контакта зуба, - бокового зазора, - подбор пар по шуму.[1] Чистота и твердость поверхности характеризуют ее качество. Определение чистоты и твёрдости (микротвердости) на образцах, обработка которых произведена по технологии, применяемой для деталей, служит эффективным средством контроля технологии изготовления и ремонта. Микротвердость измеряют на наружной поверхности, в сечениях детали, в сечениях образцов. Определение микротвердости позволяет выяснить степень и глубину наклепа и др. изменений. Контроль чистоты поверхности деталей необходим, т.к. прочность и долговечность деталей снижаются с уменьшением чистоты поверхности. 1. Лахтин Ю.М., Леонтьева В.П. Материаловедение.– М.: Машиностроение, 1972. – 510 с. 2. Пономарев А.Д., Конончук Н.И., Авчинников Б.Е., Фролов В.П. Ремонт авиационных двигателей. – Изд. ВВИА им. проф. Н.Е.Жуковского, 1955. – 240 с. 3. Киреев В.А. Краткий курс физической химии. – М.: Химия, 1970. – 640 с. 4. Геллер Ю.А. Рахштадт А.Г. Материаловедение.– М.: Металлургия, 1975. – С. 7 – 85. 5. Справочник металлиста. Справочник. Т. 1 – 3. Под ред. А.Н. Малова. – М.: Машиностроение, 1977. 6. Производство зубчатых колес. Справочник. Под ред. Б.А. Тайца. – М.: Машиностроение, 1975. – 708 с. 7. Охрименко Я.М. Технология кузнечно-штамповочного производства. – М.: Машиностроение, 1975. – 559 с. 4 Выводы исследований в данном направлении Рецензент: д-р техн. наук, проф., Борисевич В.К. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского, «ХАИ», Харьков. Литература Поступила в редакцию 31.06.06 г. Определенные виды дефектов зубчатых колес обусловлены способом обработки металла. Методы и режимы изготовления, обработки, ремонта влияют на свойства детали: качество поверхностного слоя (шероховатость, твердость); физико-механические свойства (пластичность, прочность, выносливость); макро-, микроструктуру материала; остаточные напряжения в материале. Для увеличения ресурса работы зубчатых передач необходимо исследовать влияние остаточ- Анотація: Розглянуті методи структурного аналізу матеріалів зубчатих колес. Досліджена залежність дефектів від якості обробки матеріалів. Abstract: The method of structure analysiss of a stuff of dentate sprockets are reviewed. The relation of defects to quality to processing of a stuff is investigated. # 64 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 629.03:621.43.031.3(043.2) А.Г. Кучер1, А.В. Тышкевич1, П.А. Власенко1 1Национальный авиационный университет, Украина ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЙ МОНИТОРИНГ ВЫРАБОТКИ РЕСУРСА КРИТИЧЕСКИХ ЭЛЕМЕНТОВ ГТД Аннотация: Описана методика и результаты исследований разработки системы мониторинга выработки ресурса авиационных газотурбинных двигателей по параметрам, замеряемым в полете. Существующие методы и средства оценки выработки ресурса авиационных двигателей, такие как объективный учет наработок или счетчики моторесурса [1], не в полной мере учитывают влияние всех эксплуатационных факторов на выработку ресурса современных авиадвигателей. Наиболее достоверные методы оценки выработки ресурса основаны на учете реальных режимов эксплуатационной комплексной многофакторной нагруженности, которая зависит от режимов работы двигателя, внешних условий эксплуатации и характеристик прочности материалов наиболее ответственных деталей двигателя. Расчетная оценка выработки ресурса показывает, что ее значение в каждом отдельном полете может отличаться на порядок и больше в зависимости от условий эксплуатации, режимов работы двигателя на протяжении полета, его конструкционных особенностей и других факторов, которые можно учесть, используя форму установления ресурса по фактическому состоянию. Ресурс по состоянию позволяет наиболее полно использовать заложенные в конструкцию двигателя запасы прочности элементов и будет обеспечивать благодаря этому наибольший экономический эффект при сохранении высокой работоспособности. В основе методики лежат методы расчета теплонапряженного состояния и выработки ресурса деталей ГТД по параметрам, замеряемым в полете и записываемым на магнитные бортовые регистраторы параметров типа МСРП-А. На основе полетных параметров решается целый комплекс других важных задач оценки технического состояния авиационных двигателей и управление процессом технической эксплуатации, поэтому их использование для оценки выработки ресурса не вносит каких-то больших дополнительных затрат для получения этой информации. Максимально исключается ручная обработка данных, которая вносит неминуемые ошибки по причине человеческого фактора. В качестве основных критических элементов выбраны 11 деталей проточной части ГТД: рабочая лопатка 1 ступени турбины высокого давления (ТВД), рабочая лопатка 2 ступени ТВД, рабочая лопатка вентилятора, диск вентилятора, диск 1 ступени компрессора высокого давления (КВД), диск 11 ступени КВД, диск 13 ступени КВД, диск 2 ступени ТВД, вал вентилятора, вал турбины высокого давления, дефлектор камеры сгорания. Структурная схема алгоритма эксплуатационной оценки выработки и мониторинга ресурса деталей двигателя приведена на рис 1. Рис. 1 – Алгоритм контроля выработки ресурса деталей ГТД Полет 1 Полет 2 Полет 3 Полет n МСРП-А Формирование полетного файла Контроль ресурса Оценка наработок Экспресс анализ Исключение сбоев Множественная регрессия Расчет ТНС Формирование моделей ТНС УВЗ-5М Замечания экипажа Поиск отказов Расчет поврежденности за полет Термомеханические характеристики материала деталей Расчет накопленной повреждаемости Повреждаемость, накопленная за предыдущие полеты Диагностика Оценка ТС Визуализация Просмотр Оценка коэффициентов запаса прочности Оценка коэффициентов выработки ресурса Анализ выработки ресурса Оценка эквивалентной наработки Прогноз числа полетных циклов до предельного состояния Анализ ТС ГТД Исходными данными для расчета является стандартный файл с полетной информацией (объемом около 10 Mb за 12 часов полета), которая формируется при считывании информации с магнитной ленты с помощью устройства УВЗ-5М. Предварительно формируются модели расчета теплонапряженного состояния (ТНС) для каждого индивиду- © А.Г. Кучер, А.В. Тышкевич, П.А. Власенко 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 65 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ ального двигателя на основе расчета температур и напряжений этих деталей с помощью специальной процедуры регрессионного анализа. Применение специальных моделей обусловлено тем, что прямой расчет ТНС деталей довольно трудоемкий и требует много времени даже для ПЭВМ высокой производительности. С другой стороны, график полета самолета содержит продолжительные стационарные участки, на которых параметры, которые характеризуют работу двигателя, практически не изменяются. Для переходных и продолжительных стационарных режимов снятие точек осуществляется с изменяемым, регулированным, ограниченным сверху шагом, который позволяет более точно описать все особенности работы двигателя в полете. Приближенные модели ТНС можно получить с необходимой заведомо заданной точностью, которая, однако, не превышает точность прямого расчета ТНС, которая зависит от точности измерения исходных параметров и погрешности, внесенной принятым методом расчета. Погрешность аппроксимации для оптимальных моделей расчета ТНС сравнима с погрешностью прямого расчета. Модели расчета ТНС, кроме регрессионного уравнения, которое связывает параметры нагруженности (напряжение и температуру) в выбранной точке детали с замеренными параметрами, содержат также условия работоспособности модели, которые определяют диапазоны изменения исходных параметров на расчетных режимах, что обеспечивает защиту модели от разного рода сбоев. Модель защиты от сбоев имеет вид уравнений, которые связывают измеренные параметры и основана на физической зависимости между этими параметрами. Снятие каждой точки осуществляется с использованием алгоритма медианной фильтрации для исключения грубых выбросов. По параметрам, замеряемым в полете (40 параметров и 320 сигналов на каждом двигателе) и записанным в файле с определенным интервалом (2 сек. для Ил-96-300 и 1 с. для Ту-204) проводятся стандартные процедуры фильтрации исключения сбоев. Далее с помощью моделей ТНС проводится расчет температур и напряжений деталей в наиболее нагруженных точках. В особых случаях, если режим не распознается, выполняется прямой расчет ТНС в этой точке полета. По этим данным, с использованием характеристик длительной прочности, определяется статическое повреждение на участках полета. Одновременно, путем анализа уровней действующих нагрузок методом полных циклов или «потока дождя» формируются параметры циклов напряжений и температур, которые после окончания обработки полетного файла используются для оценки повреждения от малоцикловой усталости. В результате расчета определяются числовые характеристики максимальных действующих напряжений и температур и суммарные статические и циклические повреждения за по- # 66 # лет, что позволяет установить на следующем этапе их вероятностные характеристики. В основу методики определения выработанной части ресурса деталей двигателя в эксплуатации (в отдельности в часах и циклах) положен принцип вероятностного линейного суммирования однородных повреждений. Алгоритм учета выработки ресурса деталей сводится к определению эквивалентной наработки детали за полетный цикл в часах и циклах и ее накопление от полета к полету. Наработка каждой контролируемой детали сохраняется в памяти наземного вычислительного комплекса с учетом возможных замен и перестановок деталей во время регламентных или ремонтных работ. Для прямого расчета ТНС деталей используется термогазодинамическая модель двигателя, данные заводских испытаний по измерению температур конструктивных элементов двигателя и методы расчета напряжений в деталях. На рис. 2 показаны изменения исходных параметров двигателя, использующихся в расчетах, на участке взлета и посадки, полученные при расшифровке КБН МСРПА-02 самолета Ил-96-300. В табл. 1 приводятся условные обозначения выше обозначенных параметров. а) б) Рис. 2 – Графики изменения параметров в полете: а) взлет, б) посадка При расчете ТНС лопатки 1-й ступени турбины (рис. 3, 4) сначала, по замеренным параметрам определяется расход газа через 1 сопловой аппа- рат и температура газа в 1 сопловом аппарате Tса, температура лопатки в 11 сечениях по высоте tлі: äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ * Tca лопатки компрессоров и турбин подвергаются дей- g A + C PBTK* = T Г ; C РГ nд g T ствию напряжения растяжения σ p , изгиба σ и , а t лi = TСА K Гi − K ТОi (Tca K Гi − TВОi ) − 273 ; также температурные напряжения σ т : где CРВ и CРГ - среднемассовые теплоемкости воздуха и газа, gТ – коэффициент излишка воздуха, KТОi, KТi, KГi - коэффициенты распределения температуры газа и эффективности охлаждения, полученные при заводских испытаниях (табл. 2), ТВОi - температура охлаждающего воздуха. Таблица 1 Таблица 2 Потом рассчитываются газовые нагрузки, через окружные и осевую составляющие скорости газа за сопловым аппаратом 1 ступени турбины, распределение температур по высоте лопатки с N_КВД Единицы измерения % N_ВЕНТ % Условное обозначение Параметр (сигнал) 1. Частота вращения ротора КВД 2. Частота вращения ротора вентилятора 3. Полное давление воздуха на входе 4. Полное давление воздуха за вентилятором 5. Полное давление воздуха за КВД 6. Полная температура воздуха на входе в двигатель 7. Полная температура воздуха за КВД 8. Расход топлива 9. Сигнализация работающего двигателя 10. Сигнализация включения отбора воздуха на охлаждение турбины ВД 11. Сигнализация открытого положения КПВ Pв_вх кгс/см2 Р_ВЕН кгс/см2 Р_КВД кгс/см2 Тв_вх °С Т_КВД °С Gт т/ч Вкл - Охл - КПВ_К - KТОi 0,332 0,395 0,435 0,463 0,478 0,483 0,465 0,432 0,380 0,353 0,270 KТi 0,095 0,143 0,175 0,205 0,228 0,240 0,243 0,235 0,215 0,208 0,210 σи = C пр + C пол , F (r ) Μξ Jξ η− KГi 0,820 0,850 0,890 0,915 0,925 0,930 0,927 0,915 0,893 0,884 0,883 Μη Jη ξ, ⎡ ∫ Ε т α т Τ(ξ, η)dF ξ ∫ ξΕ т α т Τ(ξ, η)dF ⎢F F σт = Εт ⎢ c + c + 2 dF Ε ⎢ ∫ т ∫ ξ Ε т dF ⎢ Fc Fc ⎣ ⎤ η ∫ ηΕ т α т Τ(ξ, η)dF ⎥ Fc + − α т Τ(ξ, η)⎥, 2 ⎥ ∫ η Ε т dF ⎥ Fc ⎦ R 2 где С пр = К шт ρω ∫ rF (r )dr - центробежная r сила профильной части лопатки; Спол = rw2 Vполrпол – центробежная сила полки; F – площадь сечения лопатки в зависимости от радиуса; Μ ξ , Μη - суммарные моменты в главных осях; ξ, η - координаты точек сечения относительно главных центральных осей инерции; Fc – площадь сечения; Eт, aт – модуль упругости и коэффициент линейного расширения материала лопатки, которые, как известно, зависят от температуры. Рис. 3 – График изменения температуры в контрольной точке рабочей лопатки 1 ступени турбины в течение полета Суммарные напряжения учетом коэффициентов. Действующие на лопатку напряжения рассчитаны по методу Кинасошвили. На эксплуатационных режимах полета рабочие ri, мм 295 300,2 305,3 310,5 315,6 320,8 325,9 331,1 336,2 341,4 345,6 σ p (r ) = σ s в характерной точ- ке профиля находятся по формуле: σ s = σ p + σи + σ т . Аналогично рассчитываются и параметры нагруженности для других подконтрольных деталей. Рис. 4 – График изменения напряжений в контрольной точке рабочей лопатки 1 ступени турбины в течение ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 67 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ полета Для выбора оптимального метода прямого расчета напряжений в диске был проведен анализ метода конечных элементов, интегральные методы Биргера, Кинасошвили, метод конечных разностей, метод переменных параметров упругости [2]. Наибольшей достоверностью обладает метод ко- Результатом всех вышеизложенных расчетов является матрица накопленных поврежденностей за полет (рис. 8) для всех 11 подконтрольных деталей нечных элементов. Однако он же является наиболее ресурсоемким, его применение в предложенной методике малоэффективно. Наилучший показатель по критерию точность/скорость расчета напряжений в диске показал метод Кинасошвили (рис. 5), который используется и в настоящее время в заводских условиях. На рис. 6 приводятся результаты расчета изменения параметров нагруженности (температура и напряжение) в течение полета в подконтрольных деталях двигателя. Рассчитанные параметры нагруженности позволяют получить характеристики мониторинга ресурса: эквивалентную наработку (наработка, приведенная к определенному режиму, как правило к взлетному), коэффициент выработки ресурса и другие показатели прочностной надежности. Все эти показатели связаны с накопленной поврежденностью. Наиболее наглядно выработка ресурса в течение полета может характеризоваться логарифмом скорости поврежденности, т. е. интенсивностью выработки ресурса на каждом участке полета (рис. 7). Величина выработки ресурса на различных этапах полета варьируется в больших диапазонах, потому, если логарифмы меньше заданной предельной величины, то повреждения приравниваются к нулю, так как они не вносят значимого изменения в повреждение за полет. при статическом и циклическом нагружении, а также суммарная накопленная повреждаемость в расчете на 1 полет для конкретного двигателя. В верхней части таблицы указывается полетная информа- ция за последние 5 полетов: номер борта, номер рейса, дата выполнения рейса, время вылета, номер силовой установки, общий налет за рейс, а также наработка на номинальном и максимальном режимах. Рис. 8 – Параметры наработки и поврежденности ГТД Рис. 5 – Суммарное эквивалентное напряжение при разных методах расчета напряжений в диске Выводы Рис. 6 – Графики изменения температур и напряжений в контрольных точках лопаток и дисков вентилятора, компрессора и турбины Рис. 7 – График изменения логарифма скорости повреждаемости в контрольной точке рабочей лопатки 1-й ступени турбины на протяжении полета # 68 # Было установлено, что проведение эксплуатационного мониторинга выработки ресурса критических элементов ГТД позволит значительно повысить эффективность эксплуатации, используя предложенные алгоритмы контроля выработки ресурса по состоянию. äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Д+____________________________ НАРАБОТКИ ЗА РЕЙС _____________________________+ Д¦ Бортовой номер ВС ¦ F¦ Борт Рейс Дата Время СУ Общая,ч Мак,мин Ном,мин ¦ ¦ -------------------------------------------------------------------------- ¦ +¦ 96007 ¦ 322 ¦ 28/12/1995 ¦ 6.15 ¦ 2 ¦ 10.872778 ¦ 1:34 ¦ 51:36 ¦+ ¦¦ 96007 ¦ 322 ¦ 05/01/1996 ¦ 4.29 ¦ 2 ¦ 10.736667 ¦ 0:48 ¦ 123:58 ¦¦ ¦¦ 96007 ¦ 3553 ¦ 06/01/1996 ¦ 12.03 ¦ 2 ¦ 10.872222 ¦ 0:00 ¦ 46:42 ¦¦ ¦¦ 96007 ¦ 322 ¦ 19/01/1996 ¦ 5.05 ¦ 2 ¦ 11.310000 ¦ 0:00 ¦ 139:02 ¦¦ ¦¦ 96007 ¦ 324 ¦ 21/01/1996 ¦ 4.12 ¦ 2 ¦ 11.230556 ¦ 0:00 ¦ 88:50 ¦¦ ¦¦ -------------------------------------------------------------------------- ¦¦ ¦¦ Детали ¦ Стат.повр. ¦ Цикл.повр. ¦Ст.П.на1 полет¦Цк.П.на1 полет ¦¦ ¦¦ -------------+--------------+--------------+--------------+-------------- ¦¦ ¦¦ РЛ 1 ТВД ¦ 0.00001421984¦ 0.00001589826¦ 0.00000818091¦ 0.00001411551 ¦¦ ¦¦ РЛ 2 ТВД ¦ 0.00000338160¦ 0.00007089133¦ 0.00000288007¦ 0.00002435118 ¦¦ ¦¦ РЛ В ¦ 0.00000000000¦ 0.00000000000¦ 0.00000000000¦ 0.00000000000 ¦¦ ¦¦ Д 2 ТВД ¦ 0.00000000068¦ 0.00000600824¦ 0.00000000083¦ 0.00000460845 ¦¦ ¦¦ Д В ¦ 0.00000000000¦ 0.00000082699¦ 0.00000000000¦ 0.00000071871 ¦¦ ¦¦ Д 1 КВД ¦ 0.00000000000¦ 0.00000000107¦ 0.00000000000¦ 0.00000000100 ¦¦ ¦¦ Д 11КВД ¦ 0.00000000000¦ 0.00000008769¦ 0.00000000000¦ 0.00000008301 ¦¦ ¦¦ Д 13КВД ¦ 0.00000000000¦ 0.00000381938¦ 0.00000000000¦ 0.00000388601 ¦¦ ¦¦ В В ¦ 0.00000000000¦ 0.00000008392¦ 0.00000000000¦ 0.00000009464 ¦¦ ¦¦ В ТНД ¦ 0.00000005906¦ 0.00000047324¦ 0.00000003846¦ 0.00000053676 ¦¦ ¦¦ Д КС ¦ 0.00000000024¦ 0.00000178895¦ 0.00000000040¦ 0.00000216680 ¦¦ ¦+----------------------------------------------------------------------------+¦ кових методів для визначення напруженно-деформованного стану диска турбіни авіаційного двигуна// Вісник НАУ: Науковий журнал –К.: НАУ, 2005. Поступила в редакцию 07.06.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Панин В.В. Национальный авиационный университет, Киев Литература 1. Расчет на прочность авиационных газотурбинных двигателей // И.А. Биргер, В.М. Даревский, И.В.Демьянушко и др. Под ред. И.А. Биргера, Н.И.Котерова – М.: Машиностроение, 1984.- 208 с. 2. Кучер О.Г., Харитон В.В. Порівняння розрахун- Анотація: Описана методика і результати досліджень розробки системи моніторингу виробітки ресурсу авіаційних газотурбінних двигунів по параметрам, заміряним під час польоту. Abstract: Method investigations results description of monitoring system developing of gas turbine engines service life exhaustion under parameters measured during flight ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 69 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 629.7.03.036.3.001.42 А.В. Олейник, Н.А. Шимановская Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Украина ОЦЕНКА ПОГРЕШНОСТЕЙ МОНИТОРИНГА ВЫРАБОТКИ РЕСУРСА АВИАЦИОННОГО ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ Аннотация: Показано, что для мониторинга выработки ресурса с относительной погрешностью 10 – 15% необходимо обеспечить погрешность мониторинга температуры деталей менее 3 °С и относительной погрешности напряжений 1%. Этому требованию удовлетворяют математические модели, использующие описание динамики температуры и температурных напряжений интегралами Стилтьеса. Входящие в них переходные характеристики находятся методами непараметрической идентификации по моделям высокого уровня. Приведены результаты верификации системы мониторинга выработки ресурса. l%…, 2%!, …ã !е“3!“=, …еC=!=ìе2!, ÷е“*= , äе…2, -, *=ö, Рост стоимости жизненного цикла ГТД выдвигает проблему полного и безопасного использования ресурсных возможностей каждого отдельного экземпляра двигателя – недопущения снятия с эксплуатации по ресурсным ограничениям исправных двигателей и недопущения отказов в пределах назначенных ресурсов. Важная роль в её решении отводится индивидуальному непрерывному контролю – мониторингу выработки ресурсов (МВР) в реальных условиях применения двигателя, повышению точности учета многочисленных факторов, влияющих на надежность и долговечность двигателя. Результатом МВР является оценка выработанного ресурса в часах и циклах, под которой понимают продолжительность и количество типовых или обобщенных полетных циклов, эквивалентных по поврежденности контролируемых деталей. Системы МВР создаются в виде модулей автоматизированных систем диагностики двигателей и используют сохраняемые в них результаты регистрации параметров двигателя. Стремление повысить точность МВР привело к организации в его рамках мониторинга температурного состояния (ТС) и напряженного состояния (НС) контролируемых деталей. Алгоритм обработки информации в связи с этим строится в виде мониторинговой системы, осуществляющей в рамках МВР синхронный мониторинг ТС и НС деталей двигателя (рис.1). Приводимые в технической литературе описания систем МВР, как правило, не содержат коли© А.В. Олейник, Н.А. Шимановская 2006 г. # 70 # чественных оценок погрешностей. Однако характер принимаемых допущений и сведения из работ, в которых такие оценки приведены, свидетельствуют о низкой точности математических моделей ТС и НС, используемых в алгоритмах мониторинга, особенно на неустановившихся режимах. Погрешности вызываются, прежде всего, неадекватностью используемых моделей формы деталей, приближенностью описания динамики температурных напряжений, неучетом теплового и силового взаимодействия деталей в составе узла конструкции и другими причинами. В плане формирования требований к точности МВР перспективно рассматривать его как косвенное измерение выработанного ресурса по в свою очередь косвенным измерениям ТС и НС деталей по результатам контроля параметров двигателя [1]. Выработка циклического ресурса на максимальном режиме конкретного полета относительно такого же режима обобщенного полета зависит от условий на входе в двигатель и на основании формулы Мэнсона может быть оценена по формуле [1]: η(TВХ ) = k 8.33 ⋅k −8.33 , σm ах σ (T ) σb (1) = max ВХ – коэффициент измегде k σ σ max (TСТ ) m ах нения нагрузки; äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ k σb σ ( t (TВХ )) = b σb ( t (Т СТ )) – коэффициент изменения прочности; σ max (TВХ ) и σ max (TСТ ) – напряжения на максимальном режиме при температурах на входе в двигатель на исследуемом режиме TВХ и в стандартных условиях TСТ; σb ( t (TВХ )) и σb ( t (Т СТ )) – предел прочности при температуре детали t, в условиях температуры Т и ТСТ на входе. Относительную погрешность МВР δη вследствие погрешности мониторинга ТС Δt и НС Δσmах оценим по формуле относительной погрешности косвенного измерения величины, при ее зависимости от двух величин [2]: где D = 1 ∂σ b ; σ b ∂t δσmах=Δσmах /σmах – относительная погрешность модели НС. Принимая для жаропрочных сплавов D ≈ –0,004 1/ °C, получим, что для обеспечения относительной погрешности МВР δη ~ 10...15% допустимы значения погрешностей мониторинга ТС и НС: Δt<3°C, δσmax<1%. Близкие значения рекомендованы в статье [3]. В работах [4, 5] предложен метод МВР на основе непараметрической идентификации ТС и НС основных деталей двигателя. Метод основан на возможности описания динамики температуры t и температурных напряжений σ в точке детали интегралами Стилтьеса: 2 2 ⎛ ∂ ln η ⎞ ⎛ ∂ ln η ⎞ δη = ⎜⎜ Δσ мах ⎟⎟ + ⎜ Δt ⎟ . ⎝ ∂t ⎠ ⎝ ∂σ мах ⎠ τ (2) t (τ) = t (0) + ∫ П(τ, η)dTu (η) , Использование для модели (1) и выполнение дифференцирования приводят к следующей зависимости погрешности МВР от погрешностей ТС и НС: 2 δη = 8.3 δσмах + D 2 Δt 2 , (4) 0 (3) τ σ(τ) = σ(0) + ∫ G (τ, η)dTu (η) , 0 (5) где Тu(η) – температура в проточной части двигателя, «управляющая» температурным и термонапряженным состоянием детали; Контролируемые параметры и условия полета Неконтролируемые параметры (модель проточной части) МОНИТОРИНГ ТС Граничные условия теплообмена (параметры теплового нагружения) Температурное состояние МОНИТОРИНГ НС Параметры силового нагружения Температурные напряжения НС от силового нагружения Эквивалентное НС Циклоанализатор Модель накопления повреждений Выработанный ресурс, часы, циклы Рис. 1 – Информационная структура мониторинга выработки ресурса ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 71 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ П(τ, η) – ступенчатая переходная характеристика температуры; G (τ, η) – ступенчатая переходная характеристика температурного напряжения. При неизменных условиях конвективного теплообмена переходные характеристики в выражениях (4) и (5) являются функциями только одной переменной, интервала времени (τ−η) между моментами изменения управляющей температуры η и текущим моментом времени τ [6]: o ∞ П (τ, η) = A 0 − ∑ A i exp( − i =1 o ∞ G (τ, η) = C 0 − ∑ Ci exp( − i =1 τ−η ) νi (6) ⎞ ⎟, ⎟ ⎠ (8) общей как для переходных характеристик температуры, так и для переходных характеристик температурных напряжений. Асимптотическое подобие позволяет выразить переходные характеристики при переменной теплоотдаче через переходные характеристики при постоянной теплоотдаче. При τ≥τs: o τ−η ) ϑi (7) α ( x , y, z ) α ( x , y, z ) б , где α(x,y.z) и α(x,y.z)б – локальные значения коэффициентов теплоотдачи на исследуемом и базовом режимах. Для получения переходных характеристик при изменяющейся теплоотдаче используется их асимптотическое подобие – независимость, по истечении некоторого промежутка времени, от начального значения теплоотдачи. Если в момент времени τs после начала переходного процесса режим двигателя вновь изменяется от начального значения kα0 до значения kα, остающегося неизменным, то по истечении некоторого промежутка времени изменение температуры детали протекает по кривой процесса с постоянной теплоотдачей kα, смещенной по времени на Δs (рис.2). Для получения кривой переходного процесса при увеличении kα процесс при постоянной теплоотдаче необходимо сдвинуть в сторону большего времени, при уменьшении теплоотдачи – в сторону меньшего времени. Исследование большого числа переходных про- # 72 # ⎛ k α − kα0 Δs = ϕ⎜⎜ τs ⎝ kα П(τ(η, k α ) = П (τ − η − Δs, k α ) где Аi, Сi, ν i, ϑi – неизвестные, зависящие от условий теплообмена параметры. Одной из проблем применения формул (4), (5) в ГТД является необходимость нахождения переходных характеристик П(τ, η) и G(τ, η) для всевозможных вариантов изменения теплоотдачи на переходных режимах двигателя. Решение этой проблемы, предложенное в [4, 5], использует подобие теплообменных процессов на различных режимах двигателя. Как характеристика режима, используется коэффициент его подобия по теплоотдаче некоторому базовому режиму: kα = цессов при различных значениях τs, kα0, kα показывает, что с достаточной точностью смещение описывается зависимостью типа: +A s exp(− τ − η −τs ) νs (9) o G (τ , η,k α ) = G (τ − η − Δs,k α ) + + Cs exp(− τ − η − τs ) ϑs (10) Второе слагаемое в выражениях (9), (10) описывает небольшой по продолжительности участок нерегулярного режима, возникающего после изменения теплоотдачи. Непараметрическая идентификация заключается в нахождении следующих характеристик: – переходных характеристик температуры и температурных напряжений при постоянной теплоотдаче: П°(τ−η, kα) и П°(τ−η, kα) – для некоторого количества режимов. – зависимости параметров переходных характеристик от коэффициента подобия режима по теплоотдаче: Ai=Ai(kα), Сi=Сi(kα), vι=vi(kα), ϑi=ϑi(kα). – функции преобразования переходных характеристик при постоянной теплоотдаче в характеристики с изменяющейся теплоотдачей (8). Указанные характеристики могут быть найдены по результатам расчетов соответствующих переходных процессов по высокоуровневым моделям теплового и напряженного состояния узлов двигателя. Рис. 2 – Переходные характеристики при значениях коэффициента подобия по теплоотдаче: 1 – kα ; 2 – kα; 3 – kα при τ< τs, kα при τ≥τs s s 4 – смещенная на Δs характеристика 2 Верификация алгоритмов МВР включает проведение оценки погрешностей МВР, как метода косвенного измерения ресурсных показателей по прямым измерениям параметров двигателя. äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ П(τ) 1 2 0 3 4 Δs 1 τs τ Модульная структура алгоритма МВР позволяет определять погрешности отдельных модулей сравнением их выходных переменных с выходными переменными соответствующей модели высокого уровня при одинаковых входных переменных. Суммарная погрешность МВР находится композицией погрешностей отдельных модулей, с учетом преобразования в ходе обработки информации. Как показали проведенные исследования, погрешности современных измерительных преобразователей (датчиков) не являются определяющими для погрешностей МВР. В принципе не являются источниками погрешностей и алгоритмы, реализующие модели накопления повреждений и разрушения, идентичные, как правило, соответствующим моделям высокого уровня. Основную часть погрешности генерируют модули, осуществляющие мониторинг ТС и температурных напряжений, вследствие методических погрешностей моделей ТС и НС. По предложенной методике была проведена верификация программного комплекса МВР двигателя Д-436Т1 «Ивченко–Прогресс». Комплекс контролирует выработку ресурсов следующих деталей холодной и горячей частей двигателя: лопатки вентилятора, дисков 2-ой ступени КНД, 1-ой и 6ой ступеней КВД, дисков ТВД, ТНД и 1-ой ступени турбины вентилятора, заднего вала КВД и корпуса камеры сгорания. Оценка погрешностей проводилась в ходе обработки информации специальных тестов, имитирующих изменение параметров двигателя при его работе по предложенной циклограмме. Тест «Установившиеся режимы» заключался в проведении расчетов ТС и НС на установившихся режимах при различных внешних условиях. Тест «Типовой взлет» выявлял погрешности на неустановившихся режимах, характерных для начальной части полетного цикла: «Запуск» – «Малый газ» (4 мин) – 0,4 (5 мин) – 0,7 (2 мин) – «Взлетный» (2 мин) – 0,4 (длительно). Тест «Экстремальный цикл» включал расчет ТС и НС в цикле с максимальным изменением температуры газа и теплоотдачи: «Запуск» – «Малый газ» (60 с) – «Взлетный» (60с) – «Малый газ». В результате идентификации переходные характеристики температуры были представлены 3-мя членами экспоненциального ряда (6), переходные характеристики тензора температурного напряжения – 6-ю членами ряда (7). Зависимости Ai=Ai(kα), Сi=Сi(kα), ν i=νi(kα), ϑi=ϑi(kα) были описаны полиномами и дробно рациональными функциями, с 3-мя – 5-ю параметрами. Функция преобразования переходных характеристик (8) у большинства деталей была определена как полином 2-го порядка. Характеристики нерегулярной части переходных процессов ν i и ϑi у каждой деталей считались равными и независящими от kα. На установившихся режимах погрешности температуры не превысили 0,5 °С, напряжений – 1МПа (<<1%). На рис. 3 представлена динамика погрешностей температуры (а) и температурных напряжений (б) в тесте «Экстремальный взлет» для критической точки диска ТВД. Максимальная погрешность температуры не превысила 1,5 °С. Средняя квадратичная погрешность по напряжениям составляет ~2МПа, максимальная – ~5МПа, что соответствует 2% максимального значения температурного напряжения и менее 0,5% напряжения при действии всех факторов нагружения. Несколько меньшие значения погрешностей получены в тесте «Нормальный взлет». Полученные результаты позволили принять следующие оценки погрешностей пиковых значений температур и напряжений, определяющих выработку циклического ресурса: 1°С, 5МПа (0,5...1%). По формуле (1) это дает оценку относительной погрешности МВР 5...8 %. Литература 1. Олейник А.В. Сравнительная оценка погрешностей методов мониторинга выработки ресурсов авиационных газотурбинных двигателей // Авиационно-космическая техника и технология: Науч.техн. журн. – 2005.– № 8 (24).– С. 40-44. 2. Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы.– М.; «Энергия», 1978.– 704 с. 3. Гриценко Е.А. Обеспечение ресурсов авиадвигателей наземного применения //Теплоэнергетика.– 1999. - №1.– С. 22-26. 4. Олейник А.В. Структурно-параметрическая идентификация мониторинговой модели динамики температуры детали газотурбинного двигателя // ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 73 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ а t,500 єC σzz , 200 МПа δ=1єC 400 100 0.1 50 300 100 б 150 0.8 0.2 200 δ=1МПа 0 -50 0 -100 1.5 -150 0 2 2 -200 3 200 400 600 800 τ,с 0.5 5 Рис. 3 – Погрешность мониторинга температуры (а) и окружной компоненты σzz температурных напряжений (б) в диске ТВД. Тест «Экстремальный цикл» Вестник двигателестроения: Науч.-техн. журн.– 2005.– №2 – С. 144-149. 5. Олейник А.В., Шимановская Н.А. Структурнопараметрическая идентификация мониторинговой модели динамики температурных напряжений в критической точке узла газотурбинного двигателя / / Авиационно-космическая техника и технология: Науч.-техн. журн.– 2005.– № 9(25).– С. 32-35. 6. Лыков А.В. Теория теплопроводности. – М.: Высшая школа, 1967. – 600 c. ситет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Харьков. Поступила в редакцию 07.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Симбирский Д.Ф. Национальный аэрокосмический универ- Анотація: Показано, що для моніторингу виробітку ресурсу з відносною похибкою 10...15% необхідно забезпечити погрішність моніторингу температури деталей менш 3 °С і відносної похибки напруг 1%. Цій вимозі задовольняють математичні моделі, що використовують опис динаміки температури і температурних напруг інтегралами Стілтеса. Перехідні характеристики, що входять до підінтегральних виразів, знаходяться методами непараметричної ідентифікації по моделях високого рівня. Приведено результати верифікації системи моніторингу за допомогою тестів. Abstract: It is shown that for lifetime depletion monitoring with ratio error 10...15% it is necessary provide error of part temperature monitoring less than 3 °С and ratio error of stress 1%. This requirement is kept up by the mathematical models that use Stilties integral for describing temperature and stress dynamics. Transient characteristics for these models are found by nonparametric identification methods for high-level models. The results of lifetime depletion monitoring system verification are presented. # 74 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 629.7.036:539.4 А.Н. Михайленко, Т.И. Прибора ГП «Ивченко-Прогресс», г. Запорожье, Украина УВЕЛИЧЕНИЕ РЕСУРСА ТИТАНОВЫХ ДИСКОВ КОМПРЕССОРОВ Аннотация: Рассмотрены особенности рабочих колес первых ступеней компрессора. Рассмотрены характерные черты титановых сплавов, их преимущества перед сталями. Приведены методы увеличения ресурса, включая конструктивные, технологические, эксплуатационные. j%…“%ëü…/е 2, 2=…%"/е ä, “*, , !е“3!“, %öе…*= …=C! ›е……%-äе- %!ì, !%"=……%ã% “%“2% …, , ìе›C=ƒ%"/L "/“23C, 3“2=ë%“2…= 2!е?, …= Формирование рационального поля деформаций и напряжений в детали всегда составляло важнейшую задачу конструктора. Использование в процессе проектирования средств вычислительной техники, внедрение численных методов и применение расчетных моделей высокого уровня при проведении тепловых, газодинамических и прочностных расчетов, накопленный богатый опыт доводки и эксплуатации авиадвигателей, создание расчетно-экспериментального банка по материалам позволили ввести в практику установления ресурсов авиационных газотурбинных двигателей расчетно-экспериментальный метод установления ресурсом [1]. Математическое моделирование раскрывает для конструктора большие возможности анализа процессов и состояний, но при этом в математической модели пока невозможно учесть многие конструкторские, технологические и металлургические факторы. Использование расчетно-экспериментальных методов лежит в основе современных систем разработки ГТД. Современные численные методы совместно с экспериментами позволяют с минимальными материальными затратами устанавливать и прогнозировать ресурс деталей и узлов авиационного двигателя. На примере разработки конструкции рабочего колеса первой ступени компрессора ГТД рассмотрим некоторые пути увеличения его ресурса. Консольные диски первых ступеней компрессора находятся в условиях возможных совместных колебаний групп лопаток с ободной частью диска. Формы совместных колебаний групп лопаток с ободной частью диска и собственных колебаний лопаток могут существенно влиять на динамические напряжения в межпазовых выступах и совместно с высокими статическими напряжения- ми оказывать значительное влияние на ресурс дисков в целом. Рабочие колеса первых ступеней компрессора имеют лопатки больших размеров и по высоте и по хорде, что обуславливает значительное нагружение межпазовых выступов. Наличие косых пазов (расположение лопаток в диске путем введения углов установки лопаток) сопровождается повышением местной напряженности в зоне острого угла. Именно в этой зоне чаще всего наблюдается образование усталостных трещин [2]. Кроме того, велика вероятность попадания в проточную часть компрессора птиц, льда, града, снега, дождя, посторонних предметов. Температура воздушного потока на входе меняется в значительном диапазоне в зависимости от географических зон эксплуатации. Все выше перечисленные факторы являются базой для формирования технического задания на проектирование рабочих колес. Выбор титановых сплавов не случаен для дисков компрессора, а первых ступеней – особенно. Основное преимущество титана - его высокая удельная прочность, масса титановых лопаток почти в два раза меньше, чем стальных, вследствие чего появляется возможность уменьшить нагружение основания межпазового выступа диска в поле центробежных сил, по сравнению со стальными лопатками. Однако, существующая особенность поведения титановых сплавов при выдержке материала под нагрузкой (приводящая к его охрупчиванию, за счет диффузии Н2 ) должна учитываться и на стадии расчетов при создании ГТД [3]. Материал дисков должен иметь однородную структуру. С целью получения качественной однородной структуры с отсутствием вредных приме- © А.Н. Михайленко, Т.И. Прибора 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 75 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ сей рекомендуется тройной переплав. Данная технология обеспечивает получение титанового сплава с прогнозируемыми свойствами. Параметрами внешнего воздействия на титановые диски являются частота нагружения, асимметрия цикла, сочетание малоцикловой усталости (МЦУ) и малых амплитуд нагрузок, в том числе выдержка материала под нагрузкой. Поверхностному растрескиванию способствуют легкие вещества – О2, Н2 , N2 , что связано с образованием хрупких, газонасыщенных фаз. Анализ эксплуатационных повреждений, растрескиваний, позволяет получить интегральную оценку реакции титанового сплава на условия нагружения при конкретном структурном состоянии самого материала и не всегда позволяет однозначно разделить роль условий нагружения и роль чувствительности самого материала к условиям эксплуатационного нагружения. Сочетание нагрузок с низкими амплитудами, выдержек материала под нагрузкой, воздействия окружающей среды – все это, в совокупности, существенно сокращает период зарождения усталостной трещины и снижает общую долговечность титановых дисков. Остаточные напряжения (в результате местного упрочнения поверхности) позволяют увеличить долговечность и снизить чувствительность материала к внешним воздействиям [3]. Рассматриваемый в данной работе диск первой ступени КНД изготовлен из титанового сплава ВТ3-1, работает в составе ротора в условиях обратного температурного перепада. То есть, температура обода ниже температуры ступицы, что является причиной увеличения окружных напряжений в ободной части диска. Следует заметить, что по ширине обода тоже имеется температурный перепад, что усугубляет напряженное состояние в ободной части. Исходному профилю диска был назначен ресурс 3045 циклов, 4922 часа. В период доводки двигателя имелись случаи разрушения диска. Разрушения носили общий характер, а именно: отделение сегмента с двумя, тремя или четырьмя межпазовыми выступами, рис.1. Очаги разрушения во всех случаях находились в зоне радиусного перехода дна паза к боковой поверхности межпазового выступа со стороны острого угла и выхода. Исследования указали на усталостный характер разрушения. ного состояния (НДС) рабочего колеса выполнена методом конечных элементов на трехмерной модели высокого уровня. Задача определения НДС решалась в нелинейной контактной постановке с учетом трения. Расчеты показали, что критической зоной (местом локализации максимальных напряжений, определяющих ресурс детали) данного диска является именно зона радиусного перехода дна паза к боковой поверхности межпазового выступа со стороны острого угла и выхода, рис. 2. Рис. 2 – Эквивалентные напряжения в диске исходного профиля Таким образом, результаты расчетов подтверждают природу разрушения диска в реальной эксплуатации, подсказывают пути решения проблемы. В качестве мероприятия по снижению вероятности разрушения предложено перепротягивание замковых пазов с увеличением радиуса сопряже- Рис.1 – Разрушение диска первой ступени КНД На стадии проектирования оценка напряженности дисков оценивалась интегральным методом по номинальным напряжениям в ободе и ступице. В данный момент, оценка напряженно-деформирован- # 76 # ния донышка паза с боковой поверхностью межпазового выступа. Радиус был увеличен с 1,2 до 2 мм. äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Создана расчетная модель предложенного варианта рабочего колеса. Конечно - элементная сетка имеет тот же уровень густоты, что и в модели исходного рабочего колеса, одинаковые тепловые и газодинамические нагрузки. Выполнен расчет МКЭ в аналогичной постановке. На рис. 3 представлено распределение эквивалентных напряжений исходного диска с радиусом сопряжения поверхности основания паза и боковой поверхности 2 мм. Рис.3 – Эквивалентные напряжения в диске исходного профиля после перепротягивания Для обеспечения надежной работы ротора спроектирован усиленный диск первой ступени КНД. Кроме увеличения радиуса перехода от дна паза к боковой поверхности с 1,2 до 2 мм, усилен обод диска и, соответственно, усилена ступица диска. Результаты расчета усиленного диска приведены на рис. 4. Уменьшение напряжений в критической зоне привело к увеличению ресурса диска в 2,4 раза. На стендовых специальных испытаниях усиленный диск без разрушения наработал более 24000 циклов. Задача обеспечения надежной работы ротора может быть решена и иным путем. Известно, что диск с замковым соединением типа “елочка” имеет преимущества перед замком типа “ласточкин хвост”. Основное преимущество заключается в усилении межпазового выступа, именно в основании, где происходит концентрация напряжения. Рис.4 – Эквивалентные напряжения в усиленном диске На рис. 5 представлены эквивалентные напряжения в диске с замком “двузубая елочка”, полученные на модели, построенной аналогично предыдущим моделям. Величина максимальных эквивалентных напряжений в основании межпазового выступа незначительно ниже, чем в усиленном диске с замком “ласточкин хвост”. Рис.5 – Эквивалентные напряжения в диске с «двузубой елочой» Нагрузка от центробежной силы лопатки распределяется равномерно по четырем площадкам смя- тия и имеет более низкий уровень, чем при распределении на две площадки смятия в случае ”ласточкиного хвоста“. Но при недостаточной точности изготовления ”елочного“ замка может оказаться, что усилие будет передаваться не всеми зубьями замка, а лишь некоторыми из них, в результате чего может произойти их поломка. Так как температура обода диска и ножки лопатки компрессора невелика, то ожидать перераспределения на- грузки между зубьями благодаря пластичности материала не приходится. В таблицу 1 сведены результаты расчета четырех вариантов диска первой ступени КНД. Анализ результатов показывает эффективность конструктивных мероприятий по снижению напряжения в рассматриваемой критической зоне, а именно: 35% уменьшения максимальных эквивалентных напряжений в основании межпазового выступа при переходе на профиль усиленного диска (рис. 6). Кроме конструктивных мероприятий по увеличению ресурса, технологические мероприятия также способствуют увеличению ресурса. В частности, режимы резания при протягивании пазов диска могут привести к повреждению поверхности – микронадрывам, сдвиговым деформациям, остаточным напряжениям растяжения. Технологический процесс изготовления детали должен гарантировать отсутствие в поверхностном слое растягивающих остаточных напряжений. Конструктивная реализация перехода донышка паза к боковым поверхностям обода выполняется скруглением, слесарным путем, радиусом R0,6…–0,8 с шероховатостью 1,6 острых кромок ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 77 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ за местным притуплением в местах радиусных талости (МЦУ) и в области многоцикловой усталос- Профиль диска σрадиальн, МПа σокружные, МПа σэквивалентные, МПа Исходный, R1,2 924,0 1240,0 1410,0 Исходный, перепротянутый, R2 856,0 1065,0 1223,0 Усиленный, R2 482,0 888,4 912,3 С двузубой елочкой 680,9 691,0 909,0 переходов от дна к его боковым поверхностям. При этом возможно получение рисок, являющихся концентраторами напряжений. Альтернативой данному процессу может быть обработка дисков в “кипящем”, псевдосжиженном абразивном слое (ПСА), получаемом нагнетанием сжатого воздуха в порошок абразивного материала [2]. При соударении абразива в псевдосжиженном слое с поверхностью вращающегося диска происходит съем металла путем микрорезания. После полирования титанового диска радиус скругления кромок пазов находился в пределах 0,3-0,5 мм, искажения геометрической формы поверхностей диска и размеров элементов пазов отсутствовали. Микротвердость поверхности после ручного и машинного полирования практически одинакова. При ПСА предел выносливости по сравнению с ручным полированием образцов из сплава ВТ3-1 повышается от 260 до 350 МПа. Однако необходимо заметить, что ПСА сопровождается таким явлением, как нежелательное сцепление частиц абразива с поверхностью (шарширование), что увеличивает рассеивание механических характеристик и несколько повышает вероятность зарождения усталостной трещины. Для устранения указанных явлений применяеся УЗУ (упрочнение дисков шариками в ульразвуковом поле). УЗУ является финишной обработкой, после ПСА. Таблица 1 Рис. 6 – Сравнение напряжений в четырех исполнениях диска первой ступени КНД УЗУ после ПСА приводит к значительному снижению количества неметаллических включений всех размерных групп и к общему уменьшению занимаемой ими поверхности примерно в десять раз. Это достигается за счет “выдавливания“ абразивных частиц и создания на поверхности остаточных напряжений сжатия. Остаточные напряжения позволяют увеличить долговечность и снизить чувствительность материала к условиям внешнего воздействия. Однако очень важно определить, в какой области нагружения работает диск компресора. Поверхностное упрочнение оказывает различное влияние на работоспособность титана в области малоцикловой ус- # 78 # ти (МНЦУ): в области МНЦУ положительная роль упрочнения проявляется при малом внешнем воздействии упрочняющими элементами, а в области МЦУ – при значительном. С целью уменьшения фретинг-износа на поверхностях пазов дисков и хвостовиков рабочих лопаток введено покрытие серебром, а также введен контроль прямолинейности образующих боковых поверхностей паза и хвостовиков лопаток. Опыт исследования разрушений дисков компрессоров ГТД из титановых сплавов свидетельствуют о том, что в ряде случаев в очаге разрушения имеют место дефекты материала. В то же время разрушения дисков наблюдались и в тех случаях, когда дефекты материала или иные концентраторы нагрузки, которые могли бы повлиять на усталостную прочность дисков, в очагах разрушения не были выявлены. Рекомендуется вводить обоснованную периодичность осмотров по критерию роста трещин на основе фрактографических исследований разрушенных в эксплуатации дисков. Систематические исследования эксплуатационных разрушений титановых дисков ГТД свидетельствуют о медленном росте трещин, длительность процесса разрушения может составлять сотни и тысячи полетных циклов или тысячи часов эксплуатации. Проведен анализ статистики наработки диска первой ступени КНД разных модификаций в разных условиях: летная эксплуатация, эквивалентно-циклические испытания, эксплуатация в составе наземного газотурбинного привода (ГТП). Наименьшая наработка у диска исходного профиля. В таблице 2 приведена информация об эффективности конструктивных и технологических мероприятий по увеличению назначенного ресурса дисков компрессора. Усиление профиля, и тем самым снижение напряженности ведет к увеличению ресурса более чем в два раза, технологические мероприятия, включая перепротягивание пазов, äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ увеличивают ресурс титанового диска почти в полтора раза. Таблица 2 Все вышеприведенное говорит о необходимости комплексного учета конструктивных, технологических и металлургических вопросов при проектировании, эксплуатации и доводке титановых дисков компрессоров. ная информация. Москва. Центр научно-технической информации гражданской авиации.1991 г. -72 с. Поступила в редакцию 07.06.2006 г. Рецензент: кт.н., доцент Олейник А.В. ХАИ, г. Харьков ЛИТЕРАТУРА 1. Шереметьев А.В. Выбор метода установления ресурсов и формы эксплуатации авиационных ГТД/ / Авиационно-космическая техника и технология: Сборник научных трудов - Харьков: Национальный аэрокосмический университет. 2002.- Вып.30 - С. 66-70 2. Богуслаев В.А., Жуков В.Б., Яценко В.К. Прочность деталей ГТД.//Запорожье, изд. ОАО «Мотор Сич», 1999 г. -249 с. 3. Шанявский А.А. Методы анализа эксплуатационной циклической долговечности дисков газотурбинных двигателей//Воздушный транспорт. Обзор- Варианты диска Исходный диск Величина назначенного ресурса Эффект мероприятия 3045ц (4922ч) 100% 4410ц (7129ч) 144,8% Перепротягивание исходных дисков +ПСА, УЗУ, серебрение Усиленный диск 6450ц (10426ч) 211,8% Анотація: У статті розглянуті особливості проектування, доведення та експлуатації робочих коліс перших ступенів компресора. Розглянуті характерні риси титанових сплавів, їх переваги перед сталевими, приведені методи збільшення ресурсу титанових дисків, включаючи конструктивні, технологічні та експлуатаційні. Abstract: Considered are in the paper the peculiarities of designing, development and operating of the compressor first stages working wheels. Considered are distinguishing features of the titanium alloys, their advantages against steels, and shown are the methods for increasing the service life of titanium discs, including design, manufacture and operation measures. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 79 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 629.7.062.3. Н.П. Великанова1, Ф.К. Закиев2 1КГТУ имени А.Н.Туполева, г. Казань, 2Конструкторско-производственное предприятие г. Казань, Россия «Авиамотор», СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ПРОЧНОСТНОЙ НАДЕЖНОСТИ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ТУРБИН АВИАЦИОННЫХ ГТД БОЛЬШОГО РЕСУРСА Аннотация: Приведены результаты оценки запасов прочности рабочих лопаток турбин из жаропрочных сплавов с равноосной и монокристаллической структурой в интервале эксплуатационной наработки до 10000 часов. 1. Условия эксплуатации Для изучения условий эксплуатации были проанализированы результаты 175 полетов самолета Ил-86 в аэропорту Москвы. На рис. 1 приведено рассеяние температуры атмосферного воздуха. Из приведенных данных следует, что в 110 из 175 полетов температура атмосферного воздуха была выше 20 оС. Из теории газотурбинных двигателей известно, что параметры работы двигателя, определяющие напряженное и тепловое состояние деталей турбины, за© Н.П. Великанова, Ф.К. Закиев 2006 г. # 80 # висят от атмосферных условий эксплуатации, т.е. в общем случае от температуры и давления атмосферного воздуха. Для рассматриваемого двигателя в соответствии с его законом регулирования указанные выше параметры зависят только от температуры воздуха. Рис. 1 – Эмпирическое распределение температуры атмосферного воздуха ТН [°C] Гистограмма: Var6 K-S d=.07680, p> .20; Lilliefors p<.05 Expected Normal 80 70 Количество случаев В работе представлены результаты расчетноэкспериментального анализа прочностной надежности рабочих лопаток турбин двигателей семейства НК-8 для гражданской авиации. Рассматривается длительное статическое нагружение лопаток. Рабочие лопатки 1 ступени турбин являются наиболее нагруженными деталями двигателя по параметру длительной прочности, и именно поэтому от работоспособности этих деталей зависят ресурсные возможности двигателя в целом. В эксплуатации по наработке рабочей лопатки 1 ступени турбины судят о наработке двигателя в часах. Материал рабочих лопаток – литые жаропрочные сплавы на никелевой основе ЖС6УВИ равноосной и ЖС30ВИ монокристаллической структуры. Лопатки, изготовленные из обоих материалов, эксплуатируются на самолете Ил-86. Лопатки неохлаждаемые, бандажированные. В качестве характеристик прочностной надежности рассматривались запасы прочности по напряжениям, т.к. именно эти запасы имеют для рассматриваемой конструкции минимальные значения. Температурное состояние лопаток определялось по результатам термометрирования на натурном двигателе. Оценка прочностной надежности выполнялась на основе фактических условий эксплуатации. 60 50 40 30 20 10 0 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 С ростом температуры параметры работы двигателя повышаются до момента ограничения. На рис. 2 показаны графики измерения частоты вращения высокого давления nВД и температуры газа за турбиной t6*, которые определяют напряженное и температурное состояние рабочих лопаток На рис. 3 представлено рассеяние частоты вращения ротора высокого давления для рассматриваемых полетов. Из приведенных на рис. 3 данных следует, что в большинстве случаев частота вращения ротора была выше nВД = 7300 об/мин. и среднее значение данного эмпирического распределения n ВД = 7350 об/мин. Рис. 3 – Эмпирическое распределение частоты вращения ротора высокого давления [об/мин] äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ t 6',°C делялось расчетом лопаток по теории стержней переменного сечения. На рис. 5 представлено изменение суммарных действующих в лопатке напряжений σΣлоп. по длине пера при работе двигателя на взлетном режиме при Тн > +27оС для лопаток, изготовленных из ЖС6УВИ и ЖС30ВИ. t 6' 665 n вд 7550 -40 +30 Для того, чтобы оценить влияние параметров Тв ,°C 54 53 Рис. 2 – Изменение параметров работы двигателя в зависимости от атмосферных условий в соответствии с законом регулирования двигателя 52 ЖС30 ВИ 51 50 Гистограмма: Var8 K-S d=.18881, p<.01 ; Lilliefors p<.01 Expected Normal 49 Количество случаев 110 100 48 90 47 80 70 46 60 45 ЖС6У ВИ 50 44 40 30 43 20 42 10 0 6800 6900 7000 7100 7200 7300 7400 7500 41 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 Вид эмпирического распределения температуры газа за турбиной t6* (для данной конструкции штатным замером является именно t6*) также (рис. 4) позволяет сделать вывод о том, что большинство полетов выполнялось при значениях температуры t6* свыше 600 оС. Рис. 4 – Эмпирическое распределение температуры газа за турбиной t6* [°C] Рис 5 Распределение действующих суммарныхсуммарных напряжений Рис. 5 – Распределение действующих вдоль пера лопатки из сплавов ЖС6У ВИ и ЖС30 ВИ работы двигателя на лопатки нагруженность напряжений вдоль пера из сплавовлопатки, ЖС6У ВИ на и на взлетном режиме ЖС30 ВИ намноговариантных взлетном режиме расчетов основе выполненных была построена модель вида: σΣлоп. = f (n2) Температурное состояние лопаток оценивалось по зависимости: Тлоп. = f (t*6) 2. Параметры нагруженности рабочих ло- 120 σΣлоп. = 0,292 .10-5 n2ВД 100 Количсетво случаев (2) Для рассматриваемых конструкций модели (1) и (2) имеют вид: Гистограмма: Var9 K-S d=.19849, p<.01 ; Lilliefors p<.01 Expected Normal Тлоп. = 1,09 t*6 + 237,2 80 (3) для лопаток из сплава ЖС6УВИ 60 σΣлоп. = 0,308 .10-5 n2ВД 40 Тлоп. = 1,148 t*6 + 212,5 20 0 (1) 460 480 500 520 540 560 580 600 620 640 паток 1 ступени турбины Напряженное состояние рабочих лопаток опре- (4) для лопаток из сплава ЖС30ВИ. По моделям (3) и (4) можно определить действующие в лопатке суммарные напряжения и ее температурное состояние, если известны частота вращения ротора и температура газа. 3. Влияние эксплуатационной наработки на ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 81 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ параметры работы двигателя В процессе длительной эксплуатации происходит ухудшение состояния деталей газовоздушного тракта и как следствие, ухудшение параметров работы двигателя: в процессе длительной эксплуатации частота вращения ротора высокого давления и температура газа увеличиваются. Количественно это отражается соотношениями [1]: ⎧⎪Δn ВД = 0,232τ +0,6844 , ⎨ * ⎪⎩ Δt 6 = 0,687 τ + 0,3765 г д е (5) * Δ nВД и Δ t 6 – приращения средних значе- ний параметров nВД и t*6 соответственно; τ - эксплуатационная наработка. При проведении капитального ремонта параметры двигателя восстанавливаются до исходного уровня, т.е. до тех значений параметров, с которыми двигатель начинал летную эксплуатацию. 4. Влияние эксплуатационной наработки на длительную прочность материала рабочих лопаток Исследование влияния эксплуатационной наработки на жаропрочность материала лопаток проводилось на образцах, вырезанных из замковой части (исходное состояние) и «горячей» зоны пера лопаток в интервале наработки от 0 до 10000 часов. Результаты приведены в таблице 1. Таблица 1 Изменение жаропрочности сплавов ЖС6УВМ и ЖС30-ВИ в процессе длительной летной эксплуатации Из приведенных в таблице 1 данных следует, что жаропрочность сплава ЖС30ВИ монокристаллической структуры снижается в меньшей степени, чем сплава ЖС6УВИ равноосной структуры в том же интервале наработки. У рабочих лопаток из сплава ЖС6У ВИ в указанном интервале эксплуатационной наработки знаЭкспл. наработка в часах Сплав ЖС6УВИ 92 образца ЖС30ВИ 38 образцов # 82 # 0 до 4500 50008500 9000 1000 0 Долговечность до разрушения τ, час. 60,5 58,2 45,2 34,2 Долговечность до разрушения τ, в час. 5000 - 9000 68,34 60,0 45-50 чение долговечности до разрушения снижается с 60,5 часа до 34,2 часа, т.е. почти в 1,8 раза. 5. Запасы прочности рабочих лопаток Запас прочности пера рабочей лопатки определяется из соотношения: σ (T , τ взл. ) К м = дл. , σ Σлоп. (6) где σдл. - предел длительной прочности материала лопаток; σΣлоп. - суммарные действующие напряжения; τ взл. - время работы на взлетном режиме. Из приведенных выше данных следует, что по мере увеличения эксплуатационной наработки действующие напряжения σΣлоп. увеличиваются в связи с ухудшением параметров работы двигателя, а длительная прочность сплава σдл. уменьшается. Следовательно, запас прочности рабочих лопаток в процессе летной эксплуатации будет уменьшаться. Для сравнительного анализа изменения запасов прочности рабочих лопаток, изготовленных из двух жаропрочных сплавов, исходные характеристики – пределы длительной прочности сплавов принимались по данным [2, 3]. Для определения действующих напряжений и рабочей температуры в сечении, где температуры имеют максимальное значение (R = 47 см), в качестве значений nвд и t6* для нового двигателя (τ = 0) принимались nвд = 7350 об/мин и t6*= 600 оС. В таблице 2 приведены параметры напряженного и температурного состояний рассматриваемых рабочих лопаток. На рис.5 даны графики изменения запаса прочности лопаток по напряжениям в интервале наработки от 0 до 10000 часов с учетом увеличения действующих напряжений, температуры и снижения длительной прочности материалов. Из графиков, приведенных на рис.6, следует, что запасы прочности монокристаллических лопаток выше, чем у лопаток, изготовленных из материала с равноосной структурой. Кроме того, у лопаток из сплава ЖС6УВИ наблюдается более интенсивное снижение длительной прочности в интервале наработки 9000-10000 часов. Таблица 2 Параметры напряженного и температурного состояний рабочих лопаток турбины из сплавов ЖС6У ВИ и ЖС30 ВИ в процессе длительной летной эксплуатации Рис. 6 – График изменения запасов прочности по напряжениям Км пера лопатки из сплавов ЖС6У ВИ и ЖС30 ВИ в интервале наработки от 0 до 10000 часов Выводы: Результаты проведенного расчетноэкспериментального исследования использовались äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ в процессе выполнения работ по увеличению ресурса рабочих лопаток. Эти данные следует учитывать при проектировании конструкции на большие ресурсы. Предложенный подход к оценке характеристик прочностной надежности рабочих ло- Материал лопатки Экспл. наработка в часах σΣлоп, Tлоп, МПА С, 0 157,7 902 4000 160,6 917 1. О влиянии наработки в летной эксплуатации на ухудшение параметров двухконтурных турбореактивных двигателей / Буточников А.П., Нестеров Е.Д., Акимов Н.М., Симкин Э.Л. – М. : ЦИАМ, 1976. –11с.(Тр. ЦИАМ №731). 2. Шалин Р.Е., Булыгин И.П., Голубовский Е.Р. Жаропрочность сплавов для газотурбинных двигателей. -М.: Металлургия, 1981. –120 с. 3. Каблов Е.Н., Голубовский Е.Р. Жаропрочность никелевых сплавов. –М.: Машиностроение, 1998.464 с. 9000 161,15 919 Поступила в редакцию 25.07.2006 г. 10000 161,5 920 0 166,4 912 4000 169,4 929 9000 170,0 930 10000 170,4 933 ЖС6У ВИ ЖС30 ВИ 3.5 о Км ЖС30 ВИ 3 2.5 2 ЖС6У ВИ τ, ч 1.5 0 2000 4000 6000 8000 10000 паток может быть использован для индивидуальной оценки ресурса. Литература Анотація: Наведено результати оцінки запасів міцності робочих лопаток турбін з жароміцних сплавів з рівновісною і монокристалічною структурою в інтервалі експлуатаційного наробітку до 10000 годин. Abstract: Broughted results of durability coefficient estimation of turbine worker blades from hightemperature alloys with equiaxial and monocrystalline structure in working lifelength interval before 10000 hours. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 83 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 620.178.15 Ю.А. Никитин1, В.В. Запорожец1, И.Г. Черныш2 1Национальный авиационный университет, г. Киев, Украина 2Национальный технический университет Украины НТУУ «КПИ» , г. Киев, Украина ОСОБЕННОСТИ ОЦЕНКИ ТЕХНОЛОГИЙ СОЗДАНИЯ ЛЕГКОВЕСНЫХ МАТЕРИАЛОВ АВИАЦИОННОКОСМИЧЕСКОГО НАЗНАЧЕНИЯ Аннотация: Предложены подходы совершенствования экспериментальной оценки процессов создания абляционно-стойких легковесных материалов с использованием методов микромеханических испытаний. Установлено, что легковесные материалы композиционной системы «РИПОР – ТРГ» могут повышать сопротивление к абляционной деструкции поверхностного слоя теплозащитных панелей. Легковесные материалы, композиционные системы, пеноматериалы, терморасширенный графит (ТРГ), методы микромеханики, микротвердость, абляционные свойства Формулирование проблемы Одним из направлений развития авиационнокосмического материаловедения является создание легковесных материалов повышенной сопротивляемости к абляционному воздействию, в результате которого может происходить деструкция и унос материала с внешней обшивки ракетоносителя и космического самолета. Наиболее перспективными легковесными материалами авиационно-космического назначения являются углеродные материалы и пеноматериалы, эффективность которых обусловлена их высокой теплопоглощающей способностью, низкой плотностью, высокой удельной теплоемкостью, низкой теплопроводностью, легкостью изготовления изделий заданной конфигурации, относительной дешевизной. Исследования различных абляционно-стойких материалов показали, что механизм абляционной деструкции включает многочисленные физико-химические процессы, затрудняющие теоретическую интерпретацию экспериментальных данных и построение математических моделей абляционного явления. Поэтому экспериментальная оценка процесса абляционной деструкции материалов в стендовых условиях, имитирующих условия старта и спуска космического аппарата, остается хоть и дорогостоящими исследованиями, однако единственным условием оценки процессов создания абля© Ю.А. Никитин, В.В. Запорожец, И.Г. Черныш 2006 г. # 84 # ционно-стойких легковесных материалов [1-3]. Задача исследования Совершенствование экспериментальных подходов в оценке процессов создания абляционно-стойких легковесных материалов. Результаты исследования Создание абляционно- стойких легковесных материалов производили в два этапа. На перовом этапе осуществляли подбор матрицы и наполнителей путем оценки температуростойкости легковесных материалов разных композиционных систем. Для оценки температуростойкости образцы разбивали на партии. Затем нагревали тигель с образцами и прокаливали при температуре, равной 750 °С, после чего производили оценку потери чистой массы материалов при разном времени воздействия высоких температур путем взвешивания образцов до и после прокаливания. В качестве полимерной матрицы использовали легковесные материалы (ячеистые пеноматериалы): пенополиизоцианурат «РИПОР» и пенополиуретан (Латвия); фенолформальдегид, «ППУ» и пенофенопласт «РНП» (Россия). В качестве наполнителей использовали: терморасширенный графит (ТРГ), оксид алюминия, алюмоаэросил, карбид кремния, углеродное волокно, слюда, титаноэро- äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ сил, алюмосиликат, нитрид бора, алюмотоксиаэросил, аэросил разных марок и другие наполнители. В результате проведенных испытаний было установлено, что хорошие показатели температуростойкости имеют: матрицы - «РИПОР» и «ППУ» с наполнителями ТРГ (разного типа); матрица - «РНП» с наполнителями ТРГ, аэросил, нитрид бора, карбид кремния, а наилучшие показатели температуростойкости имели легковесные материалы композиционной системы «РИПОР-ТРГ». На втором этапе определяли наилучшее соотношение наполнителя в матрице легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ». Исходная матрица полиизоцианурат «РИПОР» (Латвия) содержала компонент А (ацетат калия – 0,5%; глицероацетат-3,7%; КЭП 2А-8,3%; фреон №3-12%) и компонент Б (ПИЦ- 75,5%). Для получения легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ» использовали постоянное количество компонентов А и Б. В компонент Б матрицы вводили наполнитель ТРГ с разным процентным содержанием (0,5-7,0 масс. %), который получали при разных температурах (4001000 °С).Плотность исследованных легковесных материалов разных композиционных систем составляла: 40-70 кг/м3 [4]. Оценка характеристик абляционной устойчивости моделей теплозащитного назначения, изготовленных из легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ», производили на плазменном стенде ВПС-1000-Л/5. Для испытаний использовали модели теплозащитного назначения размером 50×50×20 мм. Режим испытаний был следующий: тепловой поток 30 Ккал/м2с, время воздействия: 60 секунд, давление в испытательной камере: 0,044 атм., расход газа~130 г/с, ширина канала:30 мм. Работоспособность моделей теплозащитного назначения оценивалась по измерению уноса поверхностного слоя материала и массы. Для этого производили измерение веса и линейных размеров моделей теплозащитного назначения до и после испытаний и определяли абляционные свойства: скорость линейного уноса материала с поверхности модели (Vл) и убыль массы модели (Vм) [3]: Vл=Lн-Lк/Lн t , (1) Vм =mн–mк /mн t, (2) где - линейный размер модели Lн -до испытаний и Lк- после испытаний; масса модели mн – до испытаний и mк– после испытаний; t-время. До проведения экспериментальных исследований в условиях воздействия высокотемпературного газового потока на модели теплозащитного назначения поверхностный слой моделей подвергали микромеханическим испытаниям по методу непрерывного вдавливания индентора. Для испытаний использовали индентор в виде шара диаметром 3 мм. Испытания проводили с учетом ГОСТ 9450-76 (СТСЭВ 1195-78). Для реализации метода непрерывного вдавливания индентора использован прибор [5], обеспечивающий высокую точность регистрации диаграмм деформирования и оценку физико-механических свойств композиционных легковесных материалов в локальной точке поверхностного слоя, рис.1 [6]. Рис.1 – Диаграммы деформирования легковесного материала в локальной точке поверхности Установлено, что имеет место зависимость между величиной микротвердости и абляционными свойствами легковесных материалов разных композиционных систем и одной и той же полимерной матрицы, рис. 2. Наихудшие абляционные свойР вы д ержк а наг ру жение раз г ру жение 0 вос т ис т h h h ства показали модели, изготовленные на основе «ППУ» матрицы, а наилучшие показатели образования коксового остатка на поверхности имели модели, изготовленные из легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ», для которых были проведены исследований по определению наилучшего соотношения наполнителя в матрице. НВh МПа (а) ο 1 0,16 x ο 0,12 x x ο ο 0,08 2 ο x ο xο x x ο ο 0 ο x 0,04 x 4,5 5.5 ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 6.5 7,5 x ο 8,5 9,5 10,5 -2 Vл x 10 мм/с # 85 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ НВh МПа ο 1 (б) 0,16 x ο x Рис. 2 – ο Завиο 0,08 xο x x ο сиx ο ο мость x x 0,04 x ο микротвер0 7,5 5.5 6.5 8,5 9,5 10,5 Vл x 10 -2 4,5 мм/с дости моделей от скорости линейного уноса (1) и убыли массы (2) c разными наполнителями и матрицами: (а) – «РИПОР»; (б) -«ППУ». 0,12 x ο ο 2 Установлено, что прочность на сжатие (σ10) легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ» не зависит от температуры получения наполнителя ТРГ, но зависит от процентного содержания наполнителя ТРГ. Так, при содержании 5-7% наполнителя ТРГ прочность на сжатие уменьшается в 1,5-2,0 раза, но при небольшом содержании наполнителя до 1,5%: прочность на сжатие (σ10) не меняется, а модуль упругости (Е) легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ» повышается на 40-50%, таблица 1. Установлен сложный характер зависимости микротвердости (HBh)» от процентного содержания (С) наполнителя ТРГ в композиционной системе «РИПОР-ТРГ легковесных материалов, рис. 3. Таблица 1 Механические свойства легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ». Установлено, что чем выше температура получения наполнителя ТРГ, тем выше уровень максиПроцентное Модуль Напряжение содержание упругости, разрушение при ТРГ, % Е, МПа сжатии, σс, МПа 0,5 18,1 0,44 5,0 6,0 0,26 0,5 13,6 0,40 7,0 6,0 0,20 0,5 14,4 0,41 5,0 9,0 0,25 0,5 16,0 0,43 5,0 8,3 0,27 0,0 13,2 0,45 мума прочности (HBh) для легковесных материа- # 86 # лов композиционной системы «РИПОР-ТРГ» с содержанием наполнителя ТРГ в диапазоне: 0,5-1,5%, рис.3 (а). (а) НВh МПа 0.16 - 4 0 0 oC o - 600 C o - 800 C o -1 0 0 0 C 1 2 0.12 0.08 3 0.04 4 0 2.0 1,0 3.0 4.0 5.0 С,% (б) НВh МПа № 9.2 0.16 + № 10.3 № 5.2 0.12 + 0.08 № 10.2 № 8.1 +№ 10.1 0.04 0 4.0 4.5 5.0 5.5 -2 6 . 0 Vл 10 м м /с Рис. 3 – Зависимость микротвердости (HBh) моделей легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ» от: (а) - температуры получения, процентного содержания наполнителя ТРГ; (б)- линейного уноса материала Установлено, что с увеличением уровня прочности поверхностного слоя (HBh) уменьшается величина уноса (Vл) легковесного материала с поверхности моделей, что свидетельствует о повышении устойчивости моделей теплозащитного назначения к абляционному воздействию. Так, например, исходный пеноматериал «РИПОР», не имеющий наполнителя ТРГ (+), имеет наихудшую абляционную устойчивость, а наилучшие показатели имеет легковесный материал композиционной системы «РИПОР-ТРГ», содержащий 0,5% наполнителя ТРГ (№9.2), полученного при 1000 °С, рис. 3 (б). Анализ структуры легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ» показал, что частицы наполнителя ТРГ распределены неоднородно, причем меньшая часть частиц ТРГ имела межструктурную ориентацию, а большая часть частиц ТРГ распределялась в узлах ячеистой структуры матрицы «РИПОР», вызывая их укрупнение. Характерный размер структурных элементов исходного пеноматериала «РИПОР» составлял: 60-600 мкм. Наиболее высокую степень неоднородности прочностных свойств имел легковес- äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ ный материал композиционной системы «РИПОРТРГ», содержащий 0,5% ТРГ: 60-1800 мкм. Высокое процентное содержание наполнителя ТРГ в матрице «РИПОР» нарушает морфологию надячеистой структуры и приводит к понижению прочности. Однако образование в ячеистой структуре легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ», содержащих 0,5-1,5% ТРГ, полученного при 1000 °С, более крупных узлов в ячейках свидетельствует о формировании эффективного граничного слоя между полимерной матрицей и активным наполнителем ТРГ, имеющим развитую поверхность. Это способствует увеличению локальной прочности, и прочностной неоднородности поверхностного слоя, что повышает абляционную устойчивость теплозащитных моделей, изготовленных из легковесных материалов композиционной системы «РИПОР-ТРГ». Заключение Экспериментально установлена зависимость между величиной микротвердости и абляционными свойствами легковесных материалов разных композиционных систем. Легковесные материалы композиционной системы «РИПОР – ТРГ» могут повышать устойчивость моделей теплозащитного назначения к абляционному воздействию Метод непрерывного вдавливания индентора, относящийся к методам микромеханических испытаний, может быть использован для оценки процессов формирования легковесных материалов, направленных на повышение абляционной устойчивости и конструкционной надежности панелей теплозащитного назначения. Литература 1. Полежаев Ю.В., Юревич Ф.Б. Тепловая защита – М., 1976.-300 с. 2. Полежаев Ю.В., Михатулин Д.С. Эрозия поверхностей в гетерогенных потоках//Препринт ИВТАМ,32-2777.-М.,1989.-67 с. 3. Ланделл, Уэйкфолд, Джонс. Экспериментальные исследования коксующихся аблирующих материалов при совместном воздействии конвективного и радиационного нагревания //Ракетная техника и космонавтик а-1965-№11.С. 136-147. 4. Черныш И.Г., Никитин Ю.А., Пятковский М.Л., Чуйко А.А. Способ изготовления легковесных материалов //АС№324050 СССР. С048 35/54.-1991. 5. Запорожец В.В., Закиев И.М., Никитин Ю.А. Прибор для испытаний материалов на микротвердость//АС№1793294 СССР. G01n 3/42.–Б.И. №5.1993. 6. Никитин Ю.А., Запорожец В.В. Новые направления в микромеханических испытаниях поверхностного слоя материалов// Проблеми трибології.2003.-№2.-С. 86-97. Поступила в редакцию 10.05.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Ляшенко Б.А. Институт проблем прочности НАН Украины. Анотація: Запропоновано підходи вдосконалювання експериментальної оцінки процесів створення абляційно-стійких легковагих матеріалів з використанням методів мікромеханічних іспитів. Встановлено, що легковагі матеріали композиційної системи «РИПОР – (терморозширений) ТРГ» можуть підвищувати опір до абляційоної деструкції поверхневого шару теплозахисних панелей. Abstract: With use of the micromechanics methods the improving approaches of experimental evaluation of processes creation for ablative stability lightweight materials are offered. The lightweight materials based on «RIPOR- thermo expanded graphite TEG») can provide the increase of the strength and the ablative stability of the surface layer heat -shielding, are determined here. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 87 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ UDC 620.179.1 M. V. Karuskevich National aviation university AIRCRAFT LIFE PREDICTION BY THE PARAMETERS OF FOIL SENSORS AND SKIN SURFACE Abstract: Two approaches for aircraft fatigue monitoring are described: a) the application of foil indicators; b) the direct observation and quantitative estimation of surface deformation relief parameters of alclad aluminium alloys. The evolution of surface state has been monitored at various regimes of fatigue loading. Aircraft, fatigue, foil indicator, single-crystal, deformation relief Introduction Due to the advances in technologies and in the development of analytical and tools methods of fatigue crack prediction the failure rate in aircraft structures coursed by fatigue has decreased significantly last years. Nevertheless, metal fatigue is still one of the main causes of unforeseen crashes. Components that fail by fatigue usually undergo three separate stages of damage: a ) initiation of a fatigue crack; b) propagation of the fatigue crack; c) final sudden failure. It is obvious that the quicker you reveal the first stage of fatigue the less probability of disastrous failure. Fatigue analysis includes a set of theoretical and experimental procedures, but taking into account the complicated character of aircraft loading during operation and the stochastic nature of metal fatigue, one may assume that at present only reliable and adequate instrumental diagnostic of actual accumulated fatigue damage can prevent unexpected failure of structural components. There are two approaches for estimation of accumulated fatigue damage: a) application of specimen-witness; b) direct diagnostic of material state. A set of diagnostic methods are based on using specimen-witnesses, mounted on the surface of the object to be inspected. Such devices are usually called fatigue sensors or indicators of fatigue damage. The description of the most effective devices is given in papers [1, 2]. The indicators subjected to the operating spectrum of cyclic loads, change their state or even may be destroyed and in such way indicating the degree of damage accumulation in the tested structural element. Direct inspection may be performed by applying © M. V. Karuskevich 2006 j. # 88 # non-destructive methods, such as acoustic emission testing, high frequency ultra sonic, penetration, eddy current test methods, etc. Our investigations show that quantitative estimation of accumulated fatigue damage may effectively be conducted by computer-aided optical analysis of the surface state. 1. Fatigue damage foil indicators Foil indicators in its simplest form may be made of aluminium polycrystalline foil and in more sophisticated form – of aluminium single-crystal plate. Both methods are based on the proved possibility of the quantitative estimation of the accumulated fatigue damage using the parameters of the deformation surface relief formed on the surface under mechanical loading. The single-crystal fatigue damage indicator was created at the National Aviation University [2]. Two possible ways of manufacturing of the singlecrystal fatigue damage indicators have been considered. Firstly, such indicator can be made of single-crystal of aluminium with cleanliness of 99.999%, which were grown by Bridgman’s method. In this case the cylindrical single-crystals of 20 mm in diameter are cut by the electric spark unit on disks of 1.0 mm wide. Then they are the mechanically polished, and at the final stage by means of the electrolytic polishing their width is up to 0.2 mm. For the electrolytic treating the solution of 50%H3PO4 + 39%H2SO4 + 3%CrO2 + 8%H2O electrolyte is used. The indicators are fixed on the specimen surface for fatigue test by means of glue cyanoacrylate (C5H5NO2) based. This test the single-crystal indicators were fixed on the specimen of constructional aluminium alloy äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ D16АТ. Taking into account a wide range of operational loads, it is necessary to control indicators sensitivity. The carried out experiments have shown, that the sensitivity of single crystal indicators depends on their crystallographic orientation. The crystallo-graphic orientation defines the magnitude of shear stress in slip systems, propensity of a crystal to multiple or individual slip, etc. Fig. 1 – Specimen for fatigue test with glued single-crystal indicator. The crystallographic orientation of single-crystal indicators is defined by the crystallographic orientation of the axis of a cylindrical single-crystal rod and the crystallographic orientation of the indicator plate. A possibility of the indicators production from single-crystal cylinders with axis orientation <100>, <110> and <111> are under consideration. The alternative approach to growing up the singlecrystals is application of critical deformation and annealing method. The corresponding experiments were held on the samples of aluminium alloy AD-1, which is the technical aluminium. Consecutive annealing of the samples at the temperature of 500 °C, deformation up to the certain level of strain, defined by the previous investigations and repeated annealing at the temperature of 550 °C enable us to get the grains of size up to 50 mm. Such a multi-crystal structure can be used for the manufacturing of single-crystal indicators. Besides, such a structure allows testing of the multi-crystal specimen, monitoring the state of separate grains, considering with some assumption, that the properties of separate grains are similar to the properties of single-crystals. The size of grains allows us to define the crystallographic orientation of the grains by using the radiographic method of Laue, the precision of which is not less than 2 degrees. The testing have been conducted on the hydropulsating machine МUP-20. The calculation of density of slip lines was performed by visual control of the state of a surface using the metallographic microscope ММР-4 with magnification of x400. The evolution of deformation relief of the singlecrystal indicator surface was investigated under the regular cyclic loading and some regimes of the program loading. In all cases the relation between density of slip lines and number of cycles of loading and level of strain was observed. As it was shown earlier [1] the single-crystal indicators can be applied for controlling the accumulation of damage both under a cyclic and static loading. In the presented paper we tried to combine these opportunities in the program regime. Fig. 2 illustrates the measurements results of density of the slip lines ( k ) on the single-crystal, which surface of coincides with the crystallographic plane {110} and the direction [221] along the axis of loading. The cyclic loading was performed in two stages with transition from the lower level of loads (maximum stress of cycle equal 140 MPa) to the higher (maximum stress of cycle equal 180 MPa). The magnitude of the stress under the static loading was 400 MPa. The slip lines formed under cyclic loading were located at the angle of 82 degrees to the axis of loading. On the surface of the single-crystal as a result of the static loading action the slip lines of another orientation are formed. The angle of their inclination to the axis of loading under the magnitude of the relative deformation not more then 1.7% was -57 degrees. This distinguishes them from the bands of fatigue nature. Thus, the possibility of indication of the static overloads acting simultaneously with cyclic loading, was demonstrated. The investigation of the single-crystal indicators with different crystallographic orientation has proved that the orientation substantially influences both the intensity of process of the slip bands formation and the external image of the slip lines. In some cases the defected structures that are formed on the surface can not be presented quantitatively applying the described technique, that is, by calculating the density of the slip lines. So, during the investigation of the single-crystals with a plane of surface {100} and the direction along the sample [100] the structures are formed, for the quantitative estimation of which the methods of the fractal geometry [2] is applied. Fig. 2 – Evolution of PSB′s density under fatigue and static overload. Foil indicator may be manufactured of polycrystalline foil as well. In such case for quantitative ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 89 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ estimation of accumulated fatigue damage the presented below procedure can be used. 2. Computer-aided optical analysis of fatigue damage for alclad aluminium alloys. Studies on aluminum single crystals under fatigue [1,2] conducted at the National Aviation University and the published results of some authors [3], showed a close correlation of the accumulated fatigue damage level with the density of PSB′s. These results are the basis for the proposed method. So, it was proposed to use the same approach for analysis of surface state of polycrystal structural materials [4]. Aluminium alloys D16AT, 2024T3 and 7075T6 have been chosen for experiment. These materials are widely used for manufacturing of modern aircraft skin in Ukrainian, Russian and Western aircraft industry. Flat specimens with a hole in the center, in order to induce fracture localization were used in fatigue test procedure. Such stress concentrator indicates the point for surface state checking as well. The thickness of the specimen is 1.5 mm and the diameter of the hole is 4 mm. These dimensions were chosen taking into account that sheets 1.5 mm thickness are used in many cases for aircraft skin production, where the 4 mm hole imitates a constructive hole for rivets. Riveted aluminum structures are found to vary degrees on virtually all aircraft. In aircraft structures rivets are used to joint sheets of the skin, or to mount skin on frames and stringers. The number of rivets in the structure of a modern 200 seat passenger airplane is more than 1.5 million. Thus, such kind of stress concentrator is typical. All damage parameter measurements have been performed at the stress concentrator, where stress level is maximum. Special computer-aided optical equipment has been designed for deformation relief monitoring. The main objective was to use standardized systems of # 90 # mass production with stable characteristics and relatively low in cost. The present investigation of deformation relief and the quantitative estimation of the accumulated fatigue damage have been conducted with the system containing metallographic light microscope with the about X400 enlargement, digital camera with the number of pixels 1600x1200 and portable PC. The three-dimensional character of observed pattern and its correspondence to the known scheme of intrusions and extrusions formation have been confirmed by means of Scanning Electron Microscopy (SEM) investigation by using microscope Zeiss DSM950. Images of cyclically loaded specimen surfaces have been processed by special software. The developed program saves the surface images in BMP format and gives the possibility to determine quantitatively the damage parameter D. Such parameter is equal to the area of specimen surface with deformation tracks (PSB′s) divided by total considered surface. Cyclic deformation test has been carried out with a hydraulic pulsating machine MUP-20. Tests have been performed under load control at frequency of 11 Hz. The shape of loading cycle is sinusoidal. The researches have been carried out in the wide range of stress conditions. A set of experimental curves that show the dependence of accumulated damage parameter on the number of cycles have been obtained. All curves and that presented below have been obtained by the approximation with exponential function. As an example the result of fatigue test of D-16 specimen and damage monitoring under the maximum stress of 81,7 MPa and load ratio R = 0 is presented. It expresses the relationship of damage parameter D and current number of cycles N с (Fig.3). Results presented have been approximated by the function D = 0,0027 N с 0,394 with correlation coefficient R2 = 0,7865. The test was stopped after the nucleation of fatigue crack of 1.0 mm length as it has been considered as the critical state condition. As it is seen from the graph, the minimum scatter is on the initial stage of the fatigue process, whereas the final stage of the damage accumulation process has maximum level of scattering. The data obtained can be also presented as a relationship of damage parameter D and percentage of residual life. So, it is possible to predict aircraft units life by the parameter D. It is much more difficult to predict fatigue failure at random action of loads. The further research plan intends to carry out testing under a wide range of loading operation regimes. Both regular and program loading regimes will be materialized in order to simulate service conditions. äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Fig.3 – The dependence of damage parameter D on the number of load cycles. Damage parameter, D As a result of scheduled researches, the following exemplary procedure for aircraft fatigue analysis might be proposed : 1. Operating range of loading, load distribution along the structure, and material characteristics are determined. According to recommendations of International Civil Aviation Organization (Doc. 90510.5 0.45 0.4 0.35 0.3 0.25 0.2 0.15 0.1 0.05 0 5 10 15 20 number of cycles, N × 10 25 30 4 AN/896, ICAO, 1987) the load range must be based on statistic tests data obtained by means of generalized load researches for the particular airplane type. 2. Structure parts to be investigated are determined. The location of a possible damage can be determined by analysis or on the basis of endurance tests for the whole structure or its separate elements. If the estimation is performed by analysis, the following parameters are to be taken into account: a) strain measurement data for defining the places of high stresses concentration and magnitude of the concentration; b) places where residual deforma-tions are arisen during previous tests; c) places of possible fatigue damages defined by fatigue analysis; d) structure places which according to operation experience of similar structural elements are susceptible to fatigue. 3. Laboratory fatigue tests of structure elements with monitoring of surface state of the foil indicator or alclad surface state are carried out to create data base. The test program is scheduled taking into account operating range of loads. For each state both the damage parameters is estimated and factor of service life expiration is calculated as a relation of the number of cycles corresponding to a given state to cycle number to failure under given loading condition. The result of such monitoring presents regression models for life prediction. 4.Monitoring of fatigue process of aviation structures in operation or under full-scale test is performed by means of inspection of foil indicators or skin surface in determined areas in accordance with requirements of Item 2 and by procedure stated in Item 3. 5. The quantitative analysis of accumulated damage of the structure inspected part is conducted by estimation of damage parameters and residual life by use of regression models, composed on laboratory test results. Conclusion Accumulated fatigue damage estimation of aircraft units may be performed by the analysis of surface pattern, created by the cyclic loads on the surface of foil indicators or directly on the surface of skin unit. In case of foil indicator it might be recommended to use two damage parameters: slip line density for single-crystal and relief saturation parameter D for polycrystalline foil indicators. As the deformation relief on the surface of the surface layer of alclad alloys is observed in the very first cycles of loads, the computer-aided optical inspection of initial stages of fatigue damage is possible. The new approach may be used for indication of more dangerous points of aircraft structures, for prediction of fatigue crack under full scale test of aircraft structures as well as for residual service life estimation. References 1. Zasimchuk E.E., RadchenkoA.I., Karuskevich M.V. Single-crystals as an Indicator of Fatigue Damage//Fatigue Fract. Engng. Mater.Struct. -1992.Vol.15, N 12. - P. 1281-1283 2. Karuskevich M.V., Gordienko Yu., Zasimchuk E.E. Forecasting the critical state of deformed crystal by analysis of smart defect structure.// Fractal characteristics and percolation critical indexes. Proceedings of the seventh conference on sensors and their applications, held in Dublin, Ireland.-1995, 10-13 September.-112-117.-Dublin. 3. Гурьев А.В., Савкин А.Н. Роль микропластических деформаций в усталости металлов//Механическая усталость металлов.- Киев: Наукова думка, 1983.-C.122-129. 4. Игнатович С.Р., Карускевич М.В., Карускевич О.М., Хижняк С.В., Якушенко О.С. Мониторинг втомного пошкодження алюмінієвих конструкційних сплавів, Вісник НАУ NAU, 1(19) 2004. -C. 88-92. Поступила в редакцию 25.07.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Дмитриев С.А. Национальный авиационный университет, Киев. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 91 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Анотація: Розглянуто два способи моніторингу втоми авіаційних конструкцій: а) використання фольгових індикаторів; б) безпосереднє спостереження і кількісна оцінка параметрів поверхневого деформаційного рельєфу плакованих алюмінієвих сплавів. Еволюція стану поверхні досліджена при різноманітних режимах циклічного навантаження. Аннотация: Рассмотрено два способа мониторинга усталости авиационных конструкций: а) применение фольговых индикаторов; б) непосредственный контроль и количественная оценка параметров поверхностного деформационного рельефа плакированных алюминиевых сплавов. Эволюция состояния поверхности исследована при различных режимах циклического нагружения. # 92 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 621.452.3 М.Ш. Нихамкин, Л.В. Воронов, И.П. Конев Пермский государственный технический университет, Россия ВЛИЯНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПОВРЕЖДЕНИЙ И ОБЪЕМНЫХ ОСТАТОЧНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ И СОПРОТИВЛЕНИЕ РАЗВИТИЮ ТРЕЩИН В ЛОПАТКАХ КОМПРЕССОРОВ Аннотация: Приведены результаты экспериментального исследования технологических факторов на чувствительность титановых лопаток компрессора высокого давления к эксплуатационным повреждениям. Получены эффективные коэффициенты концентрации напряжений для концентраторов в виде надрезов и трещин на входной кромке. Исследована эффективность повышения стойкости лопаток к повреждению посторонними предметами путем создания объемных остаточных напряжений на кромках. Результаты могут быть использованы при выборе термообработки и технологии изготовления лопаток, также для оценки допустимых повреждений. k%C=2*, *%ìC!е““%!=, 3“2=ë%“2…= C!%÷…%“2ü, *%…öе…2!=ö, %KAеì…/е %“2=2%÷…/е …=C! ›е…, Введение Одна из основных причин выхода из строя газотурбинных двигателей - повреждение лопаток компрессора посторонними предметами (ПП), попадающими в проточную часть. Повреждения в виде забоин на кромках лопаток (рис.1) становятся концентраторами напряжений и снижают вибропрочность лопаток. Снижается эксплуатационная надежность и безопасность полетов. Стремление сделать кромки лопаток тоньше, чтобы уменьшить потери и повысить топливную экономичность двигателей делает проблему повреждения лопаток посторонними предметами еще более актуальной. Опубликованные исследования посвящены анализу статистики повреждений, изучению механизма образования дефектов [1,2], оценке снижения усталостной прочности лопаток при появлении повреждений [2-4], разработке способов защиты от попадания посторонних предметов в двигатель и повышению стойкости лопаток к повреждениям [5,6]. Влияние повреждений на усталостную прочность лопаток определяется конструктивными и технологическими факторами, формой и размером дефектов и, в силу многообразия этих факторов, изучено недостаточно. В настоящей работе приведены результаты исследования усталостной прочности лопаток при наличии концентраторов напряжений в виде надреза и трещины. Исследована эффективность повышения стойкости лопаток к …=C! ›е…, L, 2!е?, …%“2%L*%“2ü, повреждению посторонними предметами путем создания объемных остаточных напряжений на кромках. Полученные результаты могут быть полезны для оценки допустимых повреждений на кромках лопаток и выборе технологии и термообработки. 1 Методика исследования В качестве образцов для исследования использовали серийные натурные лопатки, прошедшие технологический контроль. Использование натурных лопаток имеет в данном случае принципиальное значение, так как позволяет наиболее полно учесть влияние факторов технологической наследственности. Исследования проводились на лопатках пятой ступени компрессора высокого давления. Лопатки с замком типа «ласточкин хвост» имеют переменный по длине слабо закрученный профиль. Допуски на размеры профильной части составляют 0,1 мм, шероховатость поверхности 0,32√ - 0,64√. Хорда профиля неизменна по высоте и составляет 26 мм, относительная высота профильной части 2,42, относительная толщина профиля в корневом сечении 0,099, толщина входной кромки hвх = 0,72 мм, выходной – 0,4 мм. Исследованы пять групп лопаток, имеющих одинаковые геометрические параметры, но изготовленные из разных материалов по различным технологиям с различными вариантами термообработки (исследование проводилось в рамках работ © М.Ш. Нихамкин, Л.В. Воронов, И.П. Конев 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 93 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ по отработке технологии). Лопатки первой группы изготовлялись из титанового сплава ВТ3-1 механической обработкой из штампованной заготовки, прошедшей двойной отжиг. Лопатки второй группы изготовлялись по аналогичной технологии из титанового сплава ВТ8М. Лопатки третьей группы изготовлены из сплава ВТ8М холодным вальцеванием из штампованной заготовки; после вальцевания лопатки подвергались старению и виброгалтовке. Лопатки четвертой группы отличались термообработкой: перед старением проводился вакуумный отжиг. Лопатки пятой группы изготовлены из сплава ЭИ787ВД вальцеванием с последующей закалкой и старением. Данные о пределах выносливости исследованных лопаток приведены в таблице 1, там же приведены сведения о поверхностных остаточных напряжениях σпов, определенных методом Давиденкова и объемных остаточных напряжений на корыте, определенные методом полного освобождения. Следует отметить, что в лопатках третьей группы поверхностные остаточные напряжения меняют знак на глубине в 3-5 мкм, в остальных 10-20 мкм. Таблица 1 Характеристики исследованных лопаток Чувствительность к концентрации напряжений оценивалась эффективным коэффициентом концентрации напряжений Кσ, представляющим собой отношение предела выносливости лопаток с концентратором напряжений σ-1к к пределу выносли- σ-1к σпов № гр. σ-1 Материал 1 ВТ3-1 465 273 1,7 2 ВТ8М 517 224 2,3 3 ВТ8М 380 223 1,7 -300 4 ВТ8М 380 160 2,37 -225 325 300 1,08 5 ЭИ787ВД МПа МПа Кσ σоб МПа МПа -580 -20 +27 вости лопаток без концентратора σ-1. При одинаковом теоретическом коэффициенте концентрации, определяемом геометрией концентратора, эффективный коэффициент концентрации Кσ характеризует чувствительность лопаток к концентрации напряжений. Концентратор напряжений имел V-образную форму с углом раскрытия 60° , радиусом в вершине R = 0,1 мм и глубиной h = 0,4 мм и h = 0,8 мм (рис.1). Концентратор наносился на входной кромке в месте максимальных напряжений, возникающих в лопатке при колебаниях по первой изгибной форме. Усталостные испытания проводились при колебаниях лопатки по первой изгибной форме на базе 2.107 циклов на электродинамическом вибростенде в условиях вынужденных резо- # 94 # нансных колебаний по первой изгибной форме. Цикл нагружения – симметричный, температура – комнатная. Рис.1 – Схема подготовки лопатки к испытаниям Существенное влияние на снижение усталостной прочности лопаток оказывает радиус скругления R в вершине надреза. Его трудно контролиро- вать и при осмотрах в эксплуатации и в специальных экспериментах. Отчасти этим обстоятельством объясняется различие экспериментальных данных разных авторов по чувствительности лопаток к забоинам. В настоящей работе в качестве концентратора напряжений кроме надреза использовали усталостную трещину, возникающую в его вершине. Это позволяет получить «верхнюю» оценку концентрации напряжений, не зависящую от формы и радиуса скругления в вершине надреза. Предел выносливости в этом случае определяли как напряжение, при котором скорость роста трещины составляла менее 10-11 м/ц. Скорость роста трещины регистрировали визуально-оптическим методом. Более подробно методика проведения эксперимента при определении предела выносливости лопатки с трещиной изложена в работе [7]. 2 Концентрация напряжений Концентратор напряжений в виде V-образного надреза приводит к значительному снижению предела выносливости лопаток. Полученные значения эффективного коэффициента концентрации для надреза глубиной h = 0,4 мм (h/hвх = 0,5) приведены в табл. 1. Чувствительность к концентрации напряжений лопаток из сплава ЭИ787ВД (Кσ=1,08) значительно ниже, чем лопаток из титановых сплавов (Кσ=1,72,37). Для титановых лопаток третьей группы из сплава ВТ8М и первой группы из сплава ВТ3-1 чувствительность к концентрации напряжений несколько ниже (Кσ=1,7), чем для второй и четвертой групп из сплава ВТ8М. При этом во второй и третьей группах, несмотря на существенное различие предела äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ выносливости лопаток без концентратора σ-1 , предел выносливости σ-1к лопаток с концентратором практически одинаков. Различие в значениях Кσ для лопаток из сплава ВТ8М, различающихся термообработкой и технологией, такое же, как между лопатками из разных сплавов ВТ3-1 и ВТ8М. Важным геометрическим фактором, определяющим снижение предела выносливости, является глубина концентратора h. С увеличением относительной глубины h/hвх эффективный коэффициент концентрации заметно возрастает (рис.2). Рис. 2 – Эффективные коэффициенты концентрации напряжений в лопатках с надрезами 1, 2 - лопатки первой (ВТ3-1) и третьей (ВТ8М) групп Концентрация напряжений от трещин, как и следовало ожидать, значительно выше, чем от надрезов (рис.3). Для титановых лопаток с трещиной, имеющей относительную длину со стороны корыта l/hвх=1,0 эффективный коэффициент концентра- концентрации напряжений. Это согласуется с данными о влиянии технологических факторов на характеристики циклической трещиностойкости лопаток из титановых сплавов [7]. 3. Влияние объемных остаточных напряжений В работах [5, 6] предложено специально создавать благоприятные поля объемных остаточных напряжений на входной и выходной кромках лопаток с тем, чтобы повысить их вибропрочность и живучесть при возникновении на кромках эксплуатационных повреждений. В монографии [8] изложен опыт Пермского моторного завода по разработке технологии упрочнения лопаток. Остаточные напряжения возникают в результате пластической деформации, происходящей при локальном нагреве лопатки с помощью мощного лазера. На рис.4а пунктирной линией показана схема движения лазерного луча при обработке. Характер распределения получающихся остаточных напряжений в направлении оси лопатки показан на рис. 4б. Остаточные напряжения на входной и выходной кромках сжимающие, на входной кромке они составляют по оценкам [8] 80ѕ…100 МПа. а) б) лежит в пределах ции Кσ 3,5-4,7. С увеличением длины трещины он несколько возрастает. Рис. 4 – Схема обработки лопатки (а) и характер распределения остаточных напряжений по средней линии профиля лопатки (б) Рис. 3 – Эффективные коэффициенты концентрации напряжений в лопатках с трещинами 1- 5 – номера групп лопаток Исследование эффективности такого упрочнения лопаток проводилась на примере рабочих лопаток 9-й ступени компрессора высокого давле- Как и в случае концентратора-надреза значение Кσ для лопаток из сплава ЭИ787ВД существенно ниже, чем для титановых, и не превосходит Кσ = 2,5. Различие в значениях Кσ для геометрически одинаковых лопаток второй, третьей и четвертой групп из сплава ВТ8М демонстрирует влияние технологии и термообработки на чувствительность к ния. Лопатки имеют хорду профиля 23,6 мм, относительную высоту профильной части 1,5, относительная толщина профиля в корневом сечении составляет 0,085, толщина входной кромки 0,44 мм. Лопатки изготовлены из сплава ЭИ787ВД холодным вальцеванием из штампованной заготовки, термообработка - закалка с последующим старением и виброгалтовкой. Для оценки чувствительности лопаток к концен- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 95 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ трации напряжений пользовались методикой, изложенной выше. В качестве образцов использовали серийные натурные лопатки, прошедшие технологический контроль. Что имеет в данном случае принципиальное значение, так как позволяет наиболее полно учесть влияние остаточных напряжений, созданных лазерной обработкой. Остаточные напряжения практически не повлияли на предел выносливости лопаток: после лазерной обработки его значение, определенное предприятием-изготовителем на натурных лопатках, составило σ-1 =330 МПа, что на 6% ниже, чем у серийных лопаток [8]. Предел выносливости для лопаток с концентратором напряжений глубиной 0,5 мм (h/hвх=1,13) составил для необработанных лопаток σ -1к =220 МПа, для обработанных – σ-1к =280 МПа. Соответственно, эффективные коэффициенты концентрации напряжений составили для необработанных лопаток Кσ = 1,5, а для обработанных – Кσ= 1,18, то есть на 27% ниже. Влияние объемных остаточных напряжений на чувствительность к концентрации напряжений от трещин оценивали по пределу выносливости лопаток с трещинами, который определяли по описанной выше методике. Полученные значения эффективного коэффициента концентрации напряжений для четырех исследованных лопаток-образцов приведены в таблице 2. Таблица 2 Сравнение значений эффективного коэффициента концентрации напряжений от трещин в лопатках из сплава ЭИ787ВД до и после лазерной обработки Для трещин с относительной длиной со стороны корыта l/hвх=2,3…3 у необработанных лопаток Кσ = 2,36-2,75. После лазерной обработки коэффициент концентрации понизился на 22-33% и составил Кσ = 1,83-2,06. Такое снижение чувствительности к концентрации напряжений существенно превосходит рассеяние экспериментальных данных. Заключение Сравнение значений Кσ для титановых лопаток из сплавов ВТ3-1 и ВТ8М показывает, что чувствительность к концентрации напряжений определяется технологическими факторами и термообработ- 2,97 до обработки 2,36 Кσ после обработки 1,83 2 2,61 2,75 2,06 33 3 2,29 2,36 1,94 22 4 2,27 2,36 1,94 22 № l/hвх 1 # 96 # % 29 кой в не меньшей степени, чем маркой сплава. Погрешности определения эффективного коэффициента концентрации напряжений от надреза, связанные с невозможностью точного выполнения радиуса скругления в его вершине, могут быть исключены, если в качестве предельно острого надреза рассматривать трещину. Значения Кσ для трещин в 1,8-2,9 раза выше, чем для надреза. Полученные зависимости Кσ от относительной глубины надреза и длины трещины могут быть использованы для оценки допустимых повреждений на кромках лопаток. Создание на входной кромке лопатки сжимающих объемных остаточных напряжений 80ѕ…100 МПа позволяет на 27% снизить эффективный коэффициент концентрации от надреза и на 22-33% от трещины. Такое снижение может означать многократное повышение ресурса работы лопаток с повреждениями от посторонних предметов и существенное снижение вероятности поломки. Литература 1. Доргов Л.С., Метёлкин Е.С., Белоусов Г.Г., Шляпников В.В. Некоторые особенности разрушения повреждённых лопаток компрессоров // Исследования, испытания и надёжность силовых установок: Труды ГосНИИ ГА. Вып 248. –М., 1986. –С. 61-66. 2. Nowell D., Duу P. and Stewart I.F. Prediction of fatigue performance in gas turbine blades after foreign object damage / International Journal of Fatigue, 25, Р. 963-969 (2003) 3. Налимов Ю.С. Омельченко В.В., Грязнов Б.А., Городецкий С.С. Влияние концентраторов напряжений на несущую способность компрессорных лопаток из титановых сплавов // Проблемы прочности. 1985. –N5. – С. 100-104. 4. Белоусов Г.Г., Пивоваров В.А. Влияние форм колебаний на сопротивление усталости рабочих лопаток компрессоров // Динамика, выносливость и надежность авиационных конструкций и систем. М.: МИИГА, 1980. С.10-14. 5. Биргер И.А., Бобылёв А.А., Ободан Н.И. О влиянии объёмных остаточных напряжений на развитие усталостных трещин // Тез.докл. III Всесоюз. симп. по механике разрушения. Киев: ИПП АН УССР, 1990. –С. 19-20. 6. Богуслаев В.А. О возможности повышения долговечности лопаток с повреждениями / Проблемы прочности. 1992. –N 4. –С. 45-49. 7. Нихамкин М.Ш. Методика экспериментального определения характеристик циклической трещиностойкости лопаток газотурбинных двигателей // Заводская лаборатория. Диагностика материалов, 2002, №4. С. 44-48. 8. Основы технологии создания газотурбинных двигателей для магистральных самолетов / под ред. äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ А.Г. Братухина, Ю.Е. Решетникова, А.А. Иноземцева М.: Авиатехинформ. 1999. –544 с. Поступила в редакцию 30.05.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Бульбович Р.В., Пермский государственный технический университет, Пермь, Россия Анотація: Наведено результати експериментального дослідження технологічних факторів на чутливість титанових лопаток компресора високого тиску до експлуатаційних ушкоджень. Отримано ефективні коефіцієнти концентрації напруг для концентраторів у вигляді надрізів і тріщин на вхідній кромці. Досліджено ефективність підвищення стійкості лопаток до ушкодження сторонніми предметами шляхом створення об’ємних залишкових напруг на кромках. Результати можуть бути використані при виборі термообробки й технології виготовлення лопаток, також для оцінки припустимих ушкоджень. Abstract: The results of experimental research are described in influence of technological factors on stress concentration in compressor blades due to foreign subject damages. It is found the effective stress concentration factor for two types of concentrator on the blade trailing edge: notch and fatigue crack. The effect of compressive volumetric residual stress initiation in blade trailing edge on resistance to foreign subject damages is analyzed. The results may to be useful for chouse of technology and heat treatment. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 97 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 621.793.7 С.А. Войтенко1, О.В. Покатов1, С.Е. Маркович2, В.Н. Фандеев3 1 ОАО «Мотор Сич», Запорожье, Украина. 2 Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Харьков, Украина. 3 ОАО «Днепропетровский агрегатный завод» ЗАКОНОМЕРНОСТИ РАСПРОСТРАНЕНИЯ УСТАЛОСТНЫХ ТРЕЩИН В ПРЕДВАРИТЕЛЬНО ДЕФОРМИРОВАННОМ МАТЕРИАЛЕ Аннотация: Проведен анализ циклической трещиностойкости образцов из титанового сплава ВТ5-1, имеющих различные степени остаточной поперечной деформации. Исследовались изменения форм трещин при периодическом нагружении, зависимости пороговых значений коэффициентов интенсивности напряжений от параметров получения трещины. Трещиностойкость, коэффициент интенсивности напряжений, усталостные трещины, периодическое нагружение Введение Предел выносливости является важной характеристикой материала при прогнозировании долговечности детали, подвергающейся периодическому нагружению, что подчёркивает актуальность исследований влияния технологических факторов на величину усталостной прочности. Долговечность определяется двумя стадиями усталостного разрушения — стадией зарождения трещины усталости и стадией ее стабильного распространения. В конструкции или детали, не имеющих начальных дефектов больше определенного критического размера, первая стадия практически определяет время до разрушения. При наличии дефектов больше критического размера долговечность определяется второй стадией. Критический размер трещины – свой для каждого материала. При превышении критического размера постоянной величиной для данного материала является пороговый коэффициент интенсивности напряжений. В этом случае усталостные свойства материала определяются характеристиками циклической трещиностойкости. Таким образом, необходимо подчеркнуть актуальность исследований влияния технологических параметров на характеристики трещиностойкости материала изделий. 1 Формулирование проблемы Как свидетельствуют результаты различных исследований, однозначной связи между характеристиками циклической трещиностойкости и пределом выносливости пока не обнаружено [1, 2, 3] — материалы с сильно различающимися пределами выносливости могут иметь примерно одинаковые характеристики трещиностойкости, и наоборот. Поэтому изучения влияния предварительной пластической деформации на предел выносливости титановых сплавов недостаточно для представления полной картины изменения свойств материала при циклическом нагружении. Необходимо исследование характеристик трещиностойкости при периодическом нагружении. Изучению влияния пластической деформации на характеристики циклической трещиностойкости металлов посвящены и работы [2, 3, 4, 5, 6]. В них рассматриваются различные типы пластического деформирования: растяжение, сжатие, холодная прокатка. В работе [6] обнаружено, что при повышении степени пластической деформации циклическая и статическая трещиностойкость изменяется экстремально: при малых деформациях эти характеристики возрастают, а затем наблюдается их снижение. Исследованиями Легри, Хаддата и Топпера установлено, что предварительное деформирование прокаткой стали САЕ1010 оказывает незначительное влияние на скорость роста трещин свыше 10-9 м/цикл (рис.1). © С.А. Войтенко, О.В. Покатов, С.Е. Маркович, В.Н. Фандеев 2006 г. # 98 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Рис. 1 – Влияние предварительного деформирования прокатной стали САЕ1010 на скорость роста усталостных трещин [2]: 1 — уменьшение в толщине 23%, 2 — 56%, 3 — 76% Однако ниже, чем 10-9 м/цикл холодная прокатка значительно повышает скорость роста и изменяет величину порогового коэффициента интенсивности напряжений Кth [2]. Важно отметить, что предел выносливости при холодной прокатке данной стали значительно увеличивается. Аналогичные исследования алюминиевого сплава В95пчТ2 показали, что предварительная пластическая деформация сжатием до 5—8% практически не изменяет скорость роста трещин усталости, но повышает значение предела выносливости. Однако, предварительное пластическое растяжение того же сплава наоборот увеличивает скорость роста трещин усталости (рис.2), а на предел выносливости не оказывает влияния [3]. Рис. 2 – Изменение скорости роста трещин усталости под действием предварительного пластического деформирования растяжением сплава В95пчТ2 [3]: Vε — скорость роста трещины в деформированном материале; V — в недеформированном материале Таким образом, четкой корреляции между степенью пластической деформации, пределом выносливости и параметрами трещиностойкости пока не существует. 2 Решение проблемы. Определение характеристик трещиностойкости сплава ВТ5-1 при разных степенях предварительной деформации В данной работе приводятся результаты исследования влияния предварительной деформации на характеристики циклической трещиностойкости титанового сплава типа ВТ5-1. При оценке циклической трещиностойкости предварительно деформированного сплава типа ВТ5-1 выделены четыре характерные степени пластической деформации растяжением, соответствующие остаточной поперечной деформации ε′ 0%, 0,2%, 0,5%, 3,0%. Для этих степеней деформации изучались: изменения форм трещины при периодическом нагружении, зависимости пороговых значений коэффициентов интенсивности напряжений от параметров получения трещины, условия гарантированного неразвития любой усталостной трещины, влияние параметров нагруженности трещины на скорость ее развития. Исследование влияния начальных условий получения трещины (КH) на пороговые значения КИН (Кt) и определение наименьшего из возможных величин пороговых КИН-Кt0 осуществлялось с применением методики, разработанной в работах [7, 8]. Для испытаний использовались образцы круглого сечения с диаметром рабочей части 20 мм. Предварительно серии образцов деформировались до заданных величин предварительной деформации (0,2%, 0,5%, 3,0%) центральным растяжением на гидравлическом прессе ГРМ-1. Определение характеристик трещиностойкости проводилось на машине конструкции ЦНИИТМАШ У-20. Схема усталостных испытаний — консольное нагружение при поперечном изгибе с вращением. Частота нагружения 33 Гц. Цикл симметричный. Полуэллиптическую трещину инициировали в расчетном сечении образца от концентратора в виде отверстия диаметром и глубиной 0,3 мм. Рост трещины наблюдался при помощи микроскопа МБС-9, позволяющего вести контроль за изменением длины трещины с точностью до ±0,01 мм. Для того, чтобы имелась возможность вычислять коэффициент интенсивности напряжений, необходимо было установить зависимость формы трещины от ее размеров при изгибе с вращением. Для этого вскрывался ряд трещин различных размеров (а/d = 0,05-0,30), полученных при разных условиях циклического нагружения недеформированного образца. Измеряя соотношение полуосей а и b полуэллиптических трещин и применяя линейный регрессионный анализ, установили, что форма трещины длиной не более 0,6 диаметра образца может быть описана уравнением ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 b/а = 0,86 - 0,64 a/d. (1) # 99 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Результаты обмера трещин после вскрытия представлены на рисунке 3. Соотношение (1) практически совпадает с корреляционной зависимостью между b/а и а/d, полученной в работе [8] для сплава типа ВТ6. Рис. 3 – Зависимость формы трещины от ее относительного размера Вскрытие и обмер усталостных трещин в образцах, предварительно деформированных растяжением до величин поперечной остаточной деформации 0,2%, 0,5%, 3,0%, показали удовлетворитель- ВТ5-1 Так как база испытаний была принята равной 106 циклов, определенные пороги Кt соответствовали КИН, при котором скорость развития трещины не превышала 10-11 м/цикл. Испытания проводились на образцах с трещинами размером от 1 до 12 мм. В отличие от влияния предварительного деформирования на предел выносливости сплава типа ВТ51 [9], резких изменений характеристик трещиносKt MΠa 1/2 M 8 I I 6 ное соответствие величин а и b уравнению линейной регрессии (1). Это позволяет заключить, что предварительное пластическое деформирование не оказывает влияния на форму усталостной трещины. На рисунке 4, например, можно видеть, что формы вскрытых трещин деформированного и недеформированного образца одинаковы. В результате усталостных испытаний при ступенчатом изменении нагрузки получены значения коэффициентов интенсивности напряжений, при которых трещины, выращенные при различных КH, растут и не растут. Это дало возможность определить пороговые значения Кt. По результатам экспериментальных данных для четырех величин остаточной деформации были получены зависимости Кt от КH , определены степени чувствительности пороговых значений КИН к начальным условиям a и уровень КИН, при котором трещина любых размеров, полученная при любых условиях, не будет развиваться, — Кt0. Рис. 4 – Формы усталостных трещин недеформированного (а) и деформированного до величины остаточной деформации ε′ = 3% (б) образцов 2 4 Рис. 5 – Зависимость пороговых значений Кt от начальных условий КН для недеформированного сплава типа # 100 # 6 8 10 12 14 KH, MΠa 1/2 M тойкости при остаточной поперечной деформации, равной 0,2%, не наблюдается. Рис. 6 – Зависимость Кt от КН для деформированного сплава. ε′ = 0,2% Рис. 7 – Зависимость Кt от КН для деформированного сплава. ε′ = 3,0% Рис. 8 – Сравнение зависимостей Кt от КН для титанового сплава типа ВТ5-1: 1 – недеформированного; 2 - деформированного до величины остаточной деформации 0,2%; 3 - деформированного до величины остаточной деформации 0,5%; 4 деформированного до величины остаточной деформации 3,0% Повышение порога Кt0 и уменьшение чувствиKt MΠa 1/2 M 8 I I 6 Kt0 =4,75 Влияние предварительного деформирования на зависимость Кt от КH представлено на рисунках 5, 6, 7, 8. Изменение величин Кt0 и α при различных степенях деформации отражено в таблице 1. II Kt0 =4,21 I 4 4 2 4 I I I 6 8 10 12 14 KH, MΠa 1/2 M тельности к начальным условиям a в исследованном интервале деформаций происходит монотон- äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Kt MΠa 1/2 M 8 6 Kt0 =5,53 I III I 4 2 4 6 8 10 12 14 16 14 16 1/2 KH, MΠa M но. Kt MΠa 1/2 M 8 4 3 2 6 I III 1 I 4 2 4 6 8 10 12 KH, MΠa 1/2 M Таблица 1 Характеристики трещиностойкости сплава ВТ5-1 при разных степенях предварительной деформации Заключение Можно заключить, что предварительное пластическое деформирование растяжением оказывает некоторое положительное влияние на такую важную характеристику циклической трещиностойкости, как пороговое значение Кt0 [10]. По мере возрастания величины деформации от 0 до 3% происходит незначительное повышение уровня порога Кt0 от 4,21 до 5,53 МПа⋅м1/2. При этом снижается чувствительность пороговых значений коэффициентов интенεґ,% Кt0, МПа.м1/2 α 0 0,2 0,5 3,0 4,21 4,75 4,85 5,53 0,354 0,230 0,226 0,097 сивности напряжений к условиям получения усталостной трещины (рис.8). // Mater., Exp. and Design Fatique: Proc. Fatique’81, Warwick, 24-27 March, 1981.–Guildford, 1981.–P. 97105. 3. Каинов А.Б. Генетика усталостного разрушения легких сплавов в связи с пластическими деформациями при формообразовании элементов конструкций: Автореф. дис. ... канд. техн. наук. –М.; 1986.– 20 с. 4. Трощенко В.Т., Ясний П.В., Покровский В.В. Влияние однократной предварительной пластической деформации на трещиностойкость. Сообщение 2. Подход к прогнозированию скорости роста усталостных трещин //Проблемы прочности –1988. –№ 12.–С. 14-18. 5. Влияние предварительной пластической деформации на параметры трещиностойкости стали / В.Н.Хитров, Ю.А.Озеров, В.Н.Литовченко, А.В.Павловский //Механика разрушения металлов: Тез. докл. 1 Всесоюзной конф.–Львов, 1987.–С. 300. 6. Георгиев М.Н., Симонов Ю.Н. Влияние предварительной холодной пластической деформации на трещиностойкость малоуглеродистой стали //Изв. АН СССР. Сер. Металлы.–1988.–№1.–С. 103-106. 7. Вассерман Н.Н., Згогурин В.В. Исследование условий нераспространения трещин усталости при круговом изгибе образцов из сплава типа ВТ6 // Динамика и прочность механических систем.– Пермь, 1977.–С. 131-133. 8. Вассерман Н.Н., Калугин В.Е., Ковалев И.Е. Влияние предварительной пластической деформации на характеристики циклической трещиностойкости титанового сплава типа ВТ5-1 //Сопротивление усталости и повышение несущей способности изделий методом поверхностной пластической деформации: Тез. докл. научн. техн. конф. – Пермь,1988–С. 29-30. 9. Вассерман Н.Н., Гладковский В.А., Згогурин В.В. К определению коэффициента интенсивности напряжений при изгибе круглых гладких образцов с трещинами усталости //Физико-химическая механика материалов.— 1978.—№2.—С.42-48. Поступила в редакцию 01.04.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Борисевич В.К. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Харьков Литература 1. Когаев В.П., Махутов Н.А., Гусенков А.П. Расчеты деталей машин на прочность и долговечность: (Справочник). –М.: Машиностроение, 1985.—224 с. 2. Legris L., El Haddat M.H., Topper T.N. The effect of cold rolling on the fatique properties of a SAE 1010 ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 101 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Анотація: Проведено аналіз циклічної тріщиностійкості зразків з титанового сплаву ВТ51, що мають різні ступені залишкової поперечної деформації. Досліджувалися зміни форм тріщин при періодичному навантаженні, залежності граничних значень коефіцієнтів інтенсивності напружень від параметрів одержання тріщини. Аbstract: The analysis of cyclic crack-resistance of samples from titanium alloy ВТ5-1, which have various degree of residual strains, is carried out. The changes of the cracks forms were investigated at periodic loading, dependence of critical values of pressure intensity parameters from crack parameters. # 102 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 539.3 Н. Г. Шульженко, П. П. Гонтаровский, И. И. Мележик Институт проблем машиностроения А. Н. Подгорного НАН Украины, г. Харьков, Украина ОЦЕНКА ТРЕЩИНОСТОЙКОСТИ ЗАМКОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ ЛОПАТОК ТУРБОМАШИН Аннотация: Приводятся результаты расчёта кинетики трещины в условиях малоцикловой усталости при пусковых режимах и ползучести материала в трёхопорном замковом соединении ёлочного типа газотурбиной установки ГТН-25 при наличии гипотетической трещины в диске под верхним зубом. Расчёт термонапряжённого состояния в термоконтактной постановке, а также коэффициента интенсивности напряжений выполнен методом конечных элементов. Учитывалось перераспределение контактных давлений между зубьями соединения вследствие подрастания трещины. g=ì*%"%е “%еä, …е…, е, *, …е2, *= 2!е?, …/, 2е!ì%*%…2=*2…= ƒ=ä=÷=, *%.- - , ö, е…2 , …2е…“, "…%“2, …=C! ›е…, L, ìе2%ä *%…е÷…/. .ëеìе…2%" Замковые соединения являются достаточно напряжёнными и ответственными узлами турбомашин. Высокая концентрация напряжений в галтелях зубьев способствует зарождению трещин, которые развиваются в условиях циклических нагружений и ползучести материала. Рассмотрено трёхопорное замковое соединение торцевого типа газотурбинной установки ГТН-25, диск которой содержал 90 лопаток. Расчётная схема с дискретизацией на конечные элементы показана на рис. 1. Расчётная область ограничена меридиональными полуплоскостями под углом 2 градуса, где можно поставить граничные условия симметрии для задач теплопроводности и термомеханики. На наружном радиусе приложена распределённая нагрузка от пера лопатки интенсивностью 98,2 МПа, а на внутреннем – перемещения, полученные при расчёте диска. Номинальная скорость вращения ротора – 5200 об / мин. Лопатка изготовлена из стали ЭИ-893, а диск – из стали ЭИ-802. Теплотехнические и физико-механические свойства материалов приводятся в таблицах 1 и 2, соответственно. Таблица 1 Свойства материала ЭИ - 893, зависящие от температуры Т,°С K, Вт/м град ρC ⋅106, Дж/м3⋅К α⋅105, 1/град E⋅105, МПа ν 20 200 300 400 500 600 12,7 13,0 13,8 15,5 17,2 19,7 3,4 4,1 4,4 4,9 5,4 6,0 1,10 1,19 1,23 1,27 1,30 1,32 2,22 2,10 2,02 1,95 1,90 1,84 0,300 0,305 0,315 0,320 0,320 0,330 Таблица 2 Свойства материала ЭИ - 802, зависящие от температуры Рис. 1 – Расчётная схема с дискретизацией на конечные элементы Т,°С K, Вт/м град ρC ⋅106, Дж/м3⋅К α⋅105, 1/град E⋅105, МПа ν 20 200 300 400 500 600 23,0 24,0 25,5 25,9 26,3 27,2 3,75 3,91 4,27 4,9 5,8 7,0 1,00 1,05 1,07 1,10 1,12 1,16 2,16 2,05 2,00 1,94 1,84 1,66 0,300 0,305 0,310 0,320 0,329 0,340 © Н. Г. Шульженко, П. П. Гонтаровский, И. И. Мележик 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 103 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Гипотетическая трещина глубиной 0,5 мм с вершиной в точке А показана на расчётной схеме жирной линией. Методика расчёта кинетики трещин, основанная на вычислении коэффициента интенсивности напряжений (КИН) интерполяционным методом Овчинникова А. В. [1], неприменима для оценки трещиностойкости замковых соединений из-за сложности геометрии объекта, перераспределении контактных напряжений и наличии плоскости симметрии в расчётной схеме по гребню диска. В данной работе вычисление КИН осуществляется МКЭ [2] для фиксированных размеров трещины с последующей интерполяцией для промежуточных размеров. Термонапряженное состояние замкового соединения рассматривалось в рамках плоской термоконтактной задачи, где задача теплопроводности и термомеханики связаны через заранее неизвестные условия контактного взаимодействия. Термическое сопротивление зоны контакта предполагалось зависящим от контактного давления и состояния (шероховатости) поверхностей контакта [3]. Температурное поле замкового соединения на стационарном режиме работы приведено на рис. 2. Рис. 2 – Температурное поле замкового соединения на из условий совпадения расчётных температур с экспериментально измеренными на работающей установке на стационарном режиме работы. Вследствие того, что коэффициент линейного расширения более нагретой части соединения – хвостовика лопатки – является большим, чем у гребня диска, верхний зуб диска в беззазорном соединении является наиболее нагруженным. Малые площадки контакта между зубьями, протяженностью 1 мм, оказывались сильно нагруженными, но это не приводило к выравниванию усилий между зубьями вследствие возникновения пластических зон, которые являлись стеснёнными упругими деформациями. Вследствие этого разрушение зачастую происходило по верхнему зубу диска, а не лопатки, что требовало замену ротора. Для выравнивания усилий по площадкам контакта предложено шаг между зубьями дисков делать на 0,01 мм большим, чем у хвостовика лопатки. В этом случае на стационарном режиме усилия по площадкам контакта оказались практически одинаковыми (средний зуб нагружен несколько меньше). Однако на пусковом режиме хвостовик лопатки нагревается раньше гребня диска, поэтому имеет место дополнительное подгружение верхнего зуба почти на 40 %. Распределение интенсивностей напряжений в разных точках на стационарном и пусковом режимах приведено на рис. 3 и 4. Рис. 3 – Распределение интенсивности напряжений на стационарном режиме Расчёт КИН в вершине трещины производился стационарном режиме работы Граничные условия теплообмена подбирались # 104 # МКЭ для трещин глубиной 0,5; 1; 1,5; 2; 3 и 4 мм. Сетка конечных элементов сгущалась к вершине трещины по закону геометрической прогрессии, äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ когда каждый ближайший к вершине трещины конечный элемент был меньше предыдущего в 1,4 раза. Размер наименьшего элемента у вершины трещины составлял 0,01 мм. КИН в зависимости от глубины трещины на стационарном и пусковом режимах приводится в таблице 3. Рис. 4 – Значения интенсивностей напряжений на пусковом режиме Кинетика трещины при циклическом нагружении и ползучести описывалась уравнением Пэриса [4]: трещины насквозь из-за уменьшения нагрузки на верхнем зубе. Режим Стационарный Пусковой 0,5 10,0 15,0 1 10,3 15,7 Глубина трещины, мм 1,5 2 3 10,6 11,2 12,9 16,7 17,5 19,5 4 16,1 24,5 Допустимое время трещиностойкости составляло 11,8 тыс. часов при значении коэффициент запаса по длине трещины nL=2,2. Зависимость длины трещины от времени приведена на рис. 5. Рис. 5 – Зависимость длины трещины от времени Расчеты выполнялись и для других типов замковых соединений, например, для одноопорного грибкового соединения лопаток турбин с верховой посадкой при наличии плоской трещины в хвосто- dL n = C N ΔK I N , dN dL n = CC K I C , dt где L – длина трещины; N – число циклов нагружения за тыс. часов; КI – коэффициент интенсивности напряжений; t – время; СN, nN, СC, nC – константы материала, которые в данном расчёте имели следующие значения: С N = 6,5 ⋅ 10 -11 , n N = 3,585 [5], СC = 4,6602 ⋅10-11 , nC= 5,0685. Таблица 3 Значения КИН в вершине трещины Время живучести соединения при начальной глубине трещины 0,5 мм и отнулевом циклическом нагружении с частотой 100 циклов/тыс. часов составило 18 тыс. часов. Отметим, что КИН не достигает своего критического значения КIС при прорастании вике лопатки. Грибок диска при этом рассматривался по осесимметричной расчётной модели, а хвостовик лопатки – в рамках плоской деформации. Время живучести в этом случае составило 35,9 тыс. часов. Запас прочности по КIС nKI =1,5 был исчерпан при 28,13 тыс. часов. Разработанное математическое обеспечение решения задач термомеханики МКЭ с учётом контактных взаимодействий и расчёта кинетики трещин в условиях малоцикловой усталости и ползучести может быть использовано при расчёте живучести замковых соединений с учётом допусков на точность изготовления, перераспределении нагружения между зубьями при подрастании трещины, зависимости свойств материала от температуры и других факторов. Литература 1. Шульженко Н. Г., Гонтаровский П. П., Мележик И. И. Оценка живучести высокотемпературных элементов турбомашин с трещинами. // Вестник «НТУ «ХПИ»». Тематический выпуск «Динамика и прочность машин», 2004. – Вып. 19. – C. 153 – 160. 2. Шульженко Н. Г., Гонтаровский П. П., Мележик И. И. Расчет трещиностойкости элементов конструкций методом конечных элементов // Вестник «НТУ «ХПИ»» – 2005.– №21. – С. 127 – 132. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 105 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ 3. Шульженко Н. Г., Гонтаровский П. П., Матюхин Ю. И. Развитие расчётных моделей роторов турбомашин для оценки их термонапряженного и вибрационного состояния. //Вибрации в технике и технологиях.- 2001.–№ 4 (20). – С. 66 – 69. 4. Когаев В. П., Махутов Н. А., Гусенков А. П. Расчёты деталей машин и конструкций на прочность и долговечность: Справочник. – М.: Машиностроение, 1985. – 224 с. 5. Балина В. С., Конон Е. Д. О ресурсе высокотемпературных роторов паровых турбин. // Теплоенергетика. – 1988. – №7. – С. 21 – 24. Поступила в редакцию 19.06.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, профессор Морачковский О. К. НТУ «ХПИ», Харьков. Анотація: Наводяться результати розрахунку в умовах малоциклової втоми при пускових режимах та повзучості матеріалу у трьохопорному замковому з’єднанні ялинкового типу газотурбінної установки ГТН-25 за наявності гіпотетичної тріщини в диску під верхнім зубом. Розрахунок термонапруженого стану в термоконтактній постановці, а також коефіцієнта інтенсивності напружень виконаний методом скінчених елементів. Враховувався перерозподіл контактних тисків між зуб’ями з’єднань внаслідок підростання тріщини. Abstract: The calculation results of crack kinetics at the conditions of low-cycle fatigue of starting regimes and material creep in a three-bearing fir-tree root joint of gas-turbine plant GTN-25 at presence of a hypothetical crack in the disk under upper wiper are presented. Thermo-stress calculation at heat contact state and also stress intensity factor calculation are carry out by the finite-element method. Contact pressure redistribution between wipers of the joints because of crack growth is taken into account. # 106 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ УДК 621.165.620.193 Ковальский А.Э. Институт проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины, Украина УНИВЕРСАЛЬНАЯ МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ИНКУБАЦИОННОГО ПЕРИОДА КАПЛЕУДАРНОЙ ЭРОЗИИ МАТЕРИАЛА РАБОЧИХ ЛОПАТОК ВЛАЖНОПАРОВЫХ ТУРБИН Аннотация: Предложена математическая модель инкубационного периода эрозии рабочих лопаток последних ступеней мощных паровых турбин при каплеударном воздействии вторичных капель влаги. Разработанная математическая модель позволяет учитывать влияние на процесс эрозионного разрушения лопаточного материала основных факторов износа, действующих на различных стадиях ударного взаимодействия капель с рабочей лопаткой. Обоснованность предложенной модели подтверждается сравнением полученных результатов расчета с опубликованными экспериментальными данными других авторов. j=Cëе3ä=!…= .!%ƒ, , , …*3K=ö, %……/L Cе!, %ä, ì=2еì=2, ÷е“*= ì%äеëü, "ë=›…%-C=!%"= 23!K, …= Введение К настоящему времени опубликовано достаточно большое количество теоретических и экспериментальных результатов, относящихся к различным стадиям высокоскоростного удара капли жидкости (воды) по твердым поверхностям с различными физическими свойствами [1–4]. Однако до сих пор не существует общей теории удара эрозионно-опасных капель влаги по профильным поверхностям рабочих лопаток первых ступеней компрессоров ГТД и последних ступеней ЦНД мощных паровых турбин. Важным аспектом создания универсальной математической модели каплеударной эрозии рабочих лопаток турбинных и компрессорных ступеней является разработка математической модели напряженного состояния материала входной кромки, которое возникает вследствие высокоскоростных ударов достаточно крупных капель влаги. Такая модель позволит осуществлять физически обоснованное прогнозирование эрозионного износа данных лопаток. Для построения универсальной математической модели каплеударной эрозии рабочих лопаток влажно-паровых турбинных ступеней необходимо: а) правильно выделить основные факторы эрозионного воздействия на лопаточный материал, учитывая кинетическую природу его разрушения; б) разработать удобный для реализации на ПВЭМ метод расчета основных факторов эрозионного износа рабочих лопаток, работоспособный в достаточно широком диапазоне изменения скоростей удара и размеров вторичных капель, выпадающих на входные кромки. Решение указанных задач должно базироваться на достоверной информации о параметрах течения конденсата, возникающего на пятне контакта эрозионно-опасной капли при соударении с рабочей лопаткой. 1 Формулирование проблемы Математическая модель течения конденсата в эрозионно-опасной капле позволяет правильно сформулировать: а) задачу о напряжениях, возникающих в рабочей лопатке при соударении с эрозионно-опасными каплями и обусловливающих рост эрозионной поврежденности лопаточного материала; б) задачу об инкубационном периоде каплеударной эрозии, который является основной характеристикой эрозионной стойкости поверхности рабочей лопатки, позволяющей прогнозировать ее износ на всех стадиях эрозионного процесса. В работе [5] была предложена аналитическая модель течения конденсата в эрозионно-опасной капле сферической формы при высокоскоростном соударении с рабочей лопаткой, удобная для реализации на ПЭВМ. В соответствии с данной моде- © Ковальский А.Э. 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 107 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ лью параметры течения в эрозионно-опасной сферической капле при ударе о входную кромку рабочей лопатки считаются постоянными в пределах малых фиксированных интервалов времени, границы которых определяются по формуле [6]: ti = 2 λ λ 1 ⎛1 ⎞ t0 + R i + ⎜ t0 ⎟ + t0 R i , 2 CR 2 C ⎝ ⎠ R (1) rк – радиус эрозионно-опасной капли; Wн′ – скорость ее нормального удара по входной кромке; CR – скорость распространения волны Рэлея в лопаточном материале; CR λ R = rк ⋅ Wн′ ⋅ – длина волны Рэлея; 2 C уд.ж C уд.ж = С 0 + 2 ⋅ Wн′ − 0,1 ⋅ Wн′ 2 / C 0 – скорость распространения ударной волны в воде [7]; C 0 – скорость звука в конденсате (воде); i = 1, 2, 3, … ѕ При ударе эрозионно-опасной капли сферической формы по входной кромке рабочей лопатки текущий радиус пятна контакта в процессе деформирования капли определяется зависимостью [4]: , (2) где t – текущее время ударного взаимодействия капли с лопаткой. Функция давления на пятне контакта сферической капли в пределах последовательных интервалов времени, которые определяются по формуле (1), определяется зависимостью [5]: p(r ) = − Ai ⋅ ρ ж × ⎛ ⎛ ⎛ ⎛ Hμ n ⎞ ⎞ 2 ⎞ ⎞ ⎜ ⎜ ⎟⎟ ⎟ ⎜− ⎜ − 2W ′ LJ ⎛⎜ r ⋅ μ n ⎞⎟ ⎜1 − ⎜ e ⎝ L ⎠ ⎟ ⎟ ⎟ ⎟ ⎟ ⎜ 0⎜ н ⎟ ⎜ ⎝ L ⎠⎜ ⎜ ⎟ ⎟⎟ ⎜ ⎝ ⎠ ⎟⎠ N⎜ ⎝ ⎟ × ∑⎜ ⎜ ⎟ 2 ⎛ ⎞ n =1 ⎜ ⎛⎜ ⎛⎜ − H ⋅μ n ⎞⎟ ⎞⎟ ⎟ ⎟ , (3) ⎜ ⎜ μ n 2 ⋅ J 1 (μ n ) ⋅ ⎜1 + ⎜ e ⎝ L ⎠ ⎟ ⎟ ⎟ ⎜ ⎜ ⎜ ⎟ ⎟ ⎟ ⎜ ⎝ ⎜ ⎠ ⎟⎠ ⎟ ⎝ ⎝ ⎠ где A i – постоянные коэффициенты, определяемые по методу, предложенному в работе [6]; J 0 (μ n r ) – функция Бесселя нулевого порядL ка; # 108 # J1 (μ n ) – функция Бесселя первого порядка; n = 1, 2, 3, … ѕ Используя выражение (3) для давления на пятне контакта, можно легко определить силу, с которой эрозионно-опасная капля конденсата действует на рабочую лопатку при ударе: L где t 0 = 2 ⋅ rк ⋅ Wн′ / C R 2 – начальный момент времени, когда сферическая капля заменяется эквивалентной цилиндрической; L = 2 ⋅ rк ⋅ Wн′ ⋅ t μ n – корни уравнения J 0 (μ ) = 0 ; F = 2π ∫ p(r )rdr . (4) 0 На базе полученных зависимостей был выполнен расчет нестационарного давления на пятне контакта наибольшей по размеру эрозионно-опасной капли из кромочного потока вторичной капельной влаги при ее соударении с рабочей лопаткой последней ступени турбины КТ-40/32-6,4 “ОАО Турбоатом” в периферийном сечении. С учетом найденного давления определялась нестационарная сила удара, которая при этом действует на рабочую лопатку. Радиус капли: rк = 0,00005 м; плотность конденсата, содержащегося в капле: ρ к = 1000 кг/м3; скорость нормального удара по входной кромке Wн′ = 300 м/с; плотность материала рабочей лопатки (20Х13): ρ м = 7800 кг/м3; коэффициент Пуассона и модуль продольной упругости для стали 20Х13: ν = 0,3 ; E = 2,18 ⋅ 1011 Н/м2; модуль сдвига: G = 8,38 ⋅ 1010 Н/м2. На рис. 1 показаны профили плоских сечений ( ϕ = const ) пространственных осесимметричных эпюр ударного давления, возникающего на пятне контакта, которые были получены расчетным путем в цилиндрической системе координат для различных интервалов времени ударного взаимодействия эрозионно-опасной капли с поверхностью рабочей лопатки. Нестационарное расчетное давление от удара капли нормировалось по давлению гидравлического удара p * , которое определялось по одномерной теории с учетом податливости материала рабочей лопатки [8]. На рис. 1 представлены профили сечений ϕ = const эпюр нестационарного ударного давления, возникающего на пятне контакта эрозионноопасной капли влаги с рабочей лопаткой при их соударении со скоростью Wн′ = 300 м/с в различные интервалы времени ударного взаимодействия: а) t 0 < t ≤ t1 ( t 0 = 0,3248 ⋅ 10 −7 с, t1 = 0,8752 ⋅ 10 −7 с); безразмерный коэффициент A 0 = 0,57 ⋅108 ; сила удара, действующая на лопатку со стороны капли, äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ Fуд,0 = 16,7046 Н; p= p p* б) t1 < t ≤ t 2 ( t 2 = 0,1345 ⋅ 10 −6 с); безразмер- 0,8 ный коэффициент A1 = 0,34 ⋅108 ; сила удара, действующая на лопатку со стороны капли, 0,6 Fуд,1 = 45,018 Н; 0,4 в) t 4 < t ≤ t 5 ( t 4 = 0,2217 ⋅ 10 −6 с, t 5 = 0,26367 ⋅ 10 −6 с); без- 0,2 размерный коэффициент A 4 = 0,22 ⋅108 ; сила удара, действующая на лопатку со стороны капли, 0 Fуд,4 = 114,025 Н. а) б) в) Рис. 1 – Эпюры давления, возникающего на пятне контакта эрозионно-опасной капли с лопаткой в различные моменты времени взаимодействия p= p p* 0,8 0,2 0 4 8 12 r⋅10 Полученные результаты численного экспериp p* 0,8 0,6 0,4 15 20 r⋅105 капле при высокоскоростном ударе о поверхность рабочей лопатки, теоретически обосновывают возрастающую роль в эрозионном разрушении лопаточного материала квазистатических напряжений, устанавливающихся в рабочей лопатке на поздних стадиях ее ударного взаимодействия с достаточно крупными вторичными каплями влаги. Начальная стадия ударного взаимодействия, в пределах которой формируется и действует основной фактор эрозионного разрушения профильной поверхности рабочей лопатки – напряжения в волне Рэлея – также хорошо описывается в рамках рассмотренной математической модели. При разработке математической модели квазистатических напряжений, возникающих в материале рабочей лопатки влажно-паровой турбинной ступени вследствие высокоскоростного удара достаточно крупной капли конденсата, будем предполагать, что тело лопатки представляет собой упругое изотропное полупространство. Кроме того, будем предполагать, что квазистатические напряжения в рабочей лопатке устанавливаются после прохождения и затухания волны Рэлея. При этом будем считать, что распределение квазистатических напряжений устанавливается в материале лопатки с момента времени ее взаимодействия с каплей, который отвечает условию [4]: t ст ≥ 0,2 0 10 2.1 Математическая модель квазистатических напряжений, возникающих в рабочей лопатке влажно-паровой турбинной ступени на поздней стадии ударного взаимодействия с эрозионно-опасной каплей 0,4 p= 5 2 Решение проблемы 0,6 0 0 ~ 5 ⋅ L( t1 ) , C1 (5) ~ 5 0 r⋅10 5 10 15 мента на математической модели гидродинамического процесса, протекающего в эрозионно-опасной где L( t1 ) - радиус пятна контакта капли с поверхностью рабочей лопатки, соответствующий ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 109 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ ~ моменту времени t1 отрыва от расширяющегося пятна контакта продольной волны, распространяющейся в материале лопатки вследствие удара капли со скоростью C1 . Таким образом, задача построения математической модели квазистатических напряжений, возникающих в рабочей лопатке вследствие удара эрозионно-опасной капли влаги, сводится к их определению в упругом полупространстве с граничной плоскостью z = 0 (ось z направлена внутрь тела лопатки), которые действуют в пределах временного интервала t ст ≤ t ≤ t к , где t к = rк / Wн′ – время ударного взаимодействия [5]. Распределение нормального давления на пятне контакта эрозионно-опасной капли с лопаткой в пределах последовательных интервалов времени ударного взаимодействия, вычисляемых по формуле (1), определяется зависимостью (3). Нестационарная сила удара, действующая на рабочую лопатку со стороны капли определяется по формуле (4). При разработке математической модели квази- S статических напряжений будем предполагать, как и ранее в [6], при построении математической модели напряжений в волне Рэлея, что за пределами пятна контакта, как нормальные, так и касательные напряжения равны нулю. Начало координат выбираем в центре удара капли, который совпадает с центром кругового пятна контакта. Ограниченный элемент площади поверхности входного участка рабочей лопатки с расширяющимся во времени круговым пятном контакта L( t ) упавшей на него капли показан на рис. 2. Задачу о построении математической модели квазистатических напряжений в рабочей лопатке, возникающих вследствие удара эрозионно-опасной капли, будем рассматривать в рамках классического подхода к решению контактных задач, который базируется на использовании потенциальных функций Буссинеска [9, 10]. С учетом осесимметричного распределения давления на пятне контакта эрозионно-опасной капли с рабочей лопаткой получим следующие зависимости для квазистатических перемещений по координатным осям r и z : L(t) -ϕ1 0 r ϕ1 ϕ C(R,ϕ) B dϕ R1 θ E R2 R dR Рис. 2 – Ограниченный элемент поверхности входной кромки рабочей лопатки с круговым пятном контакта эрозионно-опасной капли влаги u= (ρ − z )⎤; F ⎡ rz ⎢ 3 − (1 − 2ν ) ⎥ 4πG ⎣⎢ ρ ρr ⎦⎥ w= # 110 # (1 − ν )⎤ F ⎡ z2 ⎢ 3 −2 ⎥ 4πG ⎣⎢ ρ ρ ⎦⎥ , где ρ = r 2 + z 2 ; ρ 2 = r 2 + z 2 ; r 2 = ρ 2 − z 2 . Для квазистатических напряжений после преобразований получаем зависимости в виде: (6) σr = ⎛ 1 F ⎡ z ⎞⎟ 3zr 2 ⎤ − ⋅ ⎢(1 − 2ν ) ⋅ ⎜ − ⎥ ⎜ r 2 ρr 2 ⎟ ρ5 ⎥ ; 2π ⎣⎢ ⎠ ⎝ ⎦ äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ σθ = − ⎛ 1 F ⎡ z ⎞⎟ zr 2 ⎤ ⋅ ⎢(1 − 2ν ) ⋅ ⎜ − − ⎥ ⎜ r 2 ρr 2 ⎟ ρ3 ⎥ ; (7) 2π ⎢⎣ ⎝ ⎠ ⎦ σz = − τ rz = − 3 3F z ⋅ ; 2π ρ5 3F r 2 ⋅ z 2 ⋅ . 2π ρ 5 Перемещения в точках поверхности входной кромки ( z = 0 ) от действия сосредоточенной силы F , найденной в результате интегрирования распределенного по пятну контакта давления удара (3), имеют следующий вид: 1 − 2ν F u=− ⋅ ; 4πG r 1− ν F w= ⋅ . 4πG r (8) Используя данные результаты, можно получить зависимости для квазистатических напряжений и перемещений, возникающих в лопатке от действия осесимметричного давления удара, распределенного по пятну контакта ( S ) эрозионно-опасной капли (см. рис. 2). При этом будем предполагать, что в материале лопатки выполняется принцип линейной суперпозиции перемещений и напряжений от действия элементарных сосредоточенных сил, возникающих на пятне контакта. Это позволяет использовать представленные выше зависимости для определения интегральных квазистатических перемещений и напряжений, возникающих в рабочей лопатке при соударении с каплей. Для удобства решения поставленной задачи перейдем к полярным координатам r , ϕ (см. рис. 2). Перемещения в произвольной точке В поверхности входной кромки рабочей лопатки от действия элементарной сосредоточенной силы, заменяющей действие давления удара p(R , ϕ) на малом элементе площади пятна контакта эрозионно-опасной капли (на рис. 2 элемент заштрихован), можно определить по формулам (8), в которых выполняется замена переменной: r = R . После преобразований формулы для перемещений в точке В поверхности входной кромки от действия всех элементарных сосредоточенных сил, возникающих на пятне контакта рабочей лопатки с эрозионно-опасной каплей, принимают следующий вид: u=− (1 − 2ν ) ⋅ 4πG ∫∫ p(R , ϕ) ⋅ dϕ ⋅ dR ; S w= (1 − ν ) ⋅ ∫∫ p(R , ϕ) ⋅ dϕ ⋅ dR . 2πG (9) S С целью упрощения рассматриваемой задачи о квазистатических напряжениях в рабочей лопатке, возникающих при соударении с каплей, перейдем от функции давления на пятне контакта в виде (3), к осредненному по площади пятна контакта давлению, которое определяется для малых фиксированных шагов по времени ударного взаимодействия. Контактную область капли с рабочей лопаткой (пятно контакта) будем рассматривать как круговую с центром, который совпадает с центром удара капли, и нестационарным во времени радиусом L( t ). С учетом принятого упрощения для функции ударного давления и результатов анализа пределов интегрирования по переменным R и ϕ подынтегральной функции в (9) после преобразований для перемещений в точке получаем следующие зависимости: u=− w= ( 41− ν πE 2 (1 + ν )(1 − 2ν ) ) 2E ⋅ p(t ) ⋅ L(t ) 2 r ; ⎡π ⎢2 L(t ) 2 ⋅ p (t ) ⋅ r ⎢ ∫ 1 − ⋅ sin 2 θ × 2 ⎢0 r ⎢⎣ π ⎛ L(t ) 2 ⎞⎟ 2 × dθ − ⎜1 − ∫ ⎜ r 2 ⎟⎠ 0 ⎝ 1 1− L(t ) 2 r2 ⎤ ⎥ ⎥ ⋅ dθ⎥ . (10) ⎥ ⋅ sin 2 θ ⎥ ⎥⎦ При рассмотрении процесса ударного взаимодействия эрозионно-опасной капли влаги с рабочей лопаткой в какой-либо точке поверхности входной кромки O (центре удара капли) интегралы, стоящие в выражении (10) для нормального перемещения вычисляются для дискретного ряда значений модуля L(t ) , определяемого на каждом шаге r по времени ударного взаимодействия капли с лопаткой. Вычислительный процесс продолжается до момента снятия ударного давления на пятне контакта ( t = t к ) вследствие растекания капли по поверх- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 111 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ ности лопатки. При получении представленных выше результатов предполагалось, что точка поверхности , в которой определяются квазистатические перемещения от удара капли, находится за пределами расширяющегося пятна контакта, то есть принималось условие: r > L(t ) . Следует заметить, что при построении математической модели процесса каплеударной эрозии рабочих лопаток влажно-паровых турбин данный случай представляет наибольший интерес, поскольку эрозионные повреждения, которые мы рассматриваем как хрупкие, то есть с образованием макротрещин, объясняются возникновением в материале рабочей лопатки растягивающих напряжений (динамических, квазистатических) от ударов крупных вторичных капель влаги. Именно такие напряжения возникают в поверхностном слое рабочей лопатки за пределами ее пятна контакта с упавшей каплей. Обоснованность гипотезы об осесимметричном распределении давления на пятне контакта капли с рабочей лопаткой, которая принималась при построении математической модели квазистатических напряжений, подтверждается результатами численного анализа функции давления на пятне контакта, а так же опубликованными ранее экспериментальными данными [1, 4]. С учетом принятых допущений для квазистатических деформаций вследствие удара эрозионноопасной капли в цилиндрической системе координат, начало которой совпадает с центром удара капли, а ось симметрии пространственной эпюры давления на пятне контакта – с осью z, получим следующие зависимости: εr = u ∂w ∂u ; εθ = ; εz = ; ∂r r ∂z γ zr = γ rz = ∂u ∂w + . ∂z ∂r (11) Для точек, лежащих на поверхности входной кромки ( z = 0 ) и отвечающих условию r > L(t ) , после преобразований получаем следующие зависимости для квазистатических напряжений, обусловленных ударами эрозионно-опасных капель: σr = (1 − 2ν ) ⋅ p ⋅ L(t ) 2 σθ = − 2 r2 (1 − 2ν ) ⋅ p ⋅ L(t ) 2 r2 ; 2 ; (12) σ z = τ zr = τ rz = 0 . 2.2 Построение универсальной математической модели инкубационного периода каплеударной эрозии материала рабочих лопаток последних ступеней энергетических турбин Для любого ограниченного по площади элемента поверхности входной кромки рабочей лопатки, на который выпадают эрозионно-опасные капли, можно принять следующую схему каплеударного нагружения (см. рис. 3): а) эрозионно-опасные капли за достаточно большое время экспозиции распределяются по произвольно выбранному элементу площади поверхности входной кромки равномерно; б) силовое воздействие на материал входной кромки, обусловленное высокоскоростным ударом эрозионно-опасной капли, которое он испытывает в пределах какого-либо ограниченного по площади элемента выпуклой поверхности рабочей лопатки, полностью снимается до момента выпадения на данный элемент следующей эрозионно-опасной капли. В работе [11] было показано, что такая схема каплеударного нагружения является физически обоснованной и отвечает характерным условиям взаимодействия с эрозионно-опасными каплями входных участков профильных поверхностей рабочих лопаток, расположенных в наиболее эрозионно-опасных периферийных зонах последних ступеней энергетических турбин. Таким образом, взаимодействие полидисперсного потока эрозионно-опасных капель влаги с любым элементом площади профильной поверхности рабочей лопатки сводится к взаимодействию с ним последовательно выпадающих одиночных капель. Их пятна контактов с входной кромкой располагаются произвольным образом вокруг некоторой фиксированной точки поверхности В, в которой рассматривается процесс разрушения лопаточного материала. При этом за достаточно большое время экспозиции рабочей лопатки в потоке эрозионно-опасных капель, соизмеримое с инкубационным периодом износа в месте расположения элемента поверхности входной кромки, который включает в себя рассматриваемую точку B, данный элемент будет покрыт пятнами контактов выпавших на него капель равномерно (рис. 3). Рис. 3 – Схема нагружения элемента поверхности рабочей лопатки эрозионно-опасными каплями, выпадающими за время экспозиции, соизмеримое с инкубационным периодом эрозии. Каждая эрозионно-опасная капля, выпавшая на # 112 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ входную кромку рабочей лопатки вблизи рассматриваемой точки поверхности В, доставляет материалу лопатки в этой точке некоторую величину эрозионной поврежденности ( ω ), которая по мере выпадения новых капель накапливается в точке до критического уровня ( ω = 1), соответствующего образованию в точке В эрозионного повреждения в виде макротрещины. Накопление эрозионной по- где C Э , k Э – константы эрозионной прочности материала входной кромки (для материала 20Х13 имеем: C Э = 1,7 ⋅ 10 −14 с −1 (МПа )− k Э , k Э = 6,3 ); n – количество эрозионно-опасных капель, попадающих на единицу площади выпуклой поверхности рабочей лопатки в единицу времени. Параметры каплеударного нагружения ( n , rк , Wн′ ) входного участка профильной поверхности B рабочей лопатки в заданном по высоте турбинной ступени сечении определяются на основании метода расчета, который был рассмотрен ранее в работе [12]. Необходимо иметь в виду, что рост эрозионной поврежденности лопаточного материала (т.е. увеличение в материале плотности дислокаций) в рассматриваемой точке поверхности входной кромки происходит только тогда, когда действующее в ней от ударов капель главное нормальное напряжение является растягивающим, то есть удовлетворяет r dr условию: σ1 > 0 . врежденности в материале лопатки происходит в соответствии с предложенным и обоснованным ранее в работах [11, 12] кинетическим уравнением процесса эрозионного разрушения. Тогда для любого времени экспозиции tэксп поверхности рабочей лопатки в потоке эрозионноопасных капель, попадающих на входную кромку вблизи точки В (0 < tэксп ≤ tинк), оказывается справедливой следующая зависимость: ω ∫ (1 − ω) k dω = t эксп 0 ∫ C[σ1 (r, t )]k dt , (13) 0 σ1 (r, t ) – функция наибольшего главного нормального напряжения в точке поверхности, где исследуется процесс эрозионного разрушения материала входной кромки. С учетом всех капель, попавших на входную кромку рабочей лопатки за достаточно большое время экспозиции вблизи выбранной точки профильной поверхности (В), преобразуем уравнение (13) к виду: ∫ (1 − ω) kЭ σ1 = σ1, д + σ1, ст . ⋅ dω = величину главных нормальных напряжений, связанных с волной Рэлея, которые действуют в рассматриваемой точке поверхности входной кромки рабочей лопатки, отстоящей от центра удара капли на расстоянии r, начиная с момента времени ударного взаимодействия, который отвечает условию: t ≥ t 0 . Функция σ1, д определяется зависимостью [6]: [ = 2π ⋅ n ⋅ t эксп ⋅ C Э ⋅ ∫ rк ,max tк rdr ∫ σ1 (r, t )k Э ⋅ dt , (14) ( ) σ1, д = σr,д = − Bi ⋅ λh2 + 2G ⋅ s 2 − − 2Ai ⋅ G ⋅ s s 2 − k 2 ⎤⎥ ⋅ cos(ωt − sr ) , ⎦ (16) тгде A i и Bi – константы, которые определяются на каждом новом шаге по времени взаимодействия капли с рабочей лопаткой; 0 ∞ (15) В выражении (15) функция σ1, д определяет где ω – феноменологический параметр эрозионной поврежденности лопаточного материала в выбранной точке поверхности входной кромки; ω Функцию напряжений σ1 (r , t ) , стоящую под знаком внутреннего интеграла в правой части уравнения (14) и определяющую кинетику процесса накопления эрозионной поврежденности лопаточного материала в выбранной точке поверхности, можно представить в виде: h2 = ρ ω2 ρ м ω2 ω2 ; k 2 = м ; s2 = ; λ + 2G G C2R t0 ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 113 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ ω = 0 до ω = 1 позволяет получить аналитическую ρ м – плотность лопаточного материала; t – время; ω = 2π ⋅ C′уд rk ⋅ Wн′ зави- 2 - циклическая часто- та напряжений в волне Рэлея; λ , G - константы упругости Ламе. Квазистатическая компонента главного напряжения σ1, ст , обусловленная действием на пятне контакта нестационарного давления удара, определяется по формуле: σ1, ст = (1 − 2ν ) ⋅ p ⋅ L(t ) 2 2 r2 . (17) ω д ля∫ j =10 (1 − ω)k Э dω = π ⋅ t эксп ⋅ C Э ∑ n j × j =1 0 с и мость определепрож и ности бациго педа в б о й ⎡ t ст ∞ ния ⎢ ∫ σ1, д (r, t )k Э dt + × rdr ∫ дол⎢t ⎣ 0 тель- rк ,max инку- t к ⎤ онно- + ∫ σ1, ст (r, t )k Э dt ⎥ . ⎥ р и о - t ст ⎦ лю точке поверхности входной кромки рабочей лопатки, орошаемой эрозионно-опасными каплями конденсата, в виде: Влияние квазистатических напряжений на процесс эрозионного разрушения лопаточного материала становится существенным, начиная с момента времени ударного взаимодействия t ≥ t ст. . Поскольку поток вторичных капель, орошающий входную кромку рабочей лопатки, является полидисперсным, то в нем каждой группе выпадающих капель можно поставить в соответствие свои ха′ j , где рактеристики n j , rк, j , Wн, де j - целочисленный индекс, указывающий на принадлежность капель к группе с некоторым фиксированным средним радиусом rк, j ( j = 1 ÷ 10 ). В этом случае закон роста эрозионной поврежденности материала рабочей лопатки примет следующий вид: (19) j =10 ⎧⎪ t инк = ⎨π ⋅ (1 + k Э ) ⋅ C Э ∑ n j × ⎪⎩ j =1 Адек ватность постенной матет ич е с к о й модели в −1 t ⎤⎫ виде к (19) реаль⎪ + ∫ σ1, ст (r, t )k Э ⋅ dt ⎥ ⎬ . ному про⎥ ⎪⎭ t ст ⎦ ц ес су эрозионного разрушения лопаточного материала, который развивается в точках первоначально гладкой профильной поверхности рабочей лопатки, оценивалась по результатам испытаний образцов из лопаточных материалов (12Х13, 20Х13) на каплеударном стенде. Результаты расчетов и их сравнение с опубликованными экспериментальными данными представлены на рис. 4. ⎡ t ст k р о - × ∫ rdr ⎢ ∫ σ1, д (r , t ) Э ⋅ dt + ⎢t м а - rк ,max ⎣ 0 ∞ (18) Когда выполняется условие t эксп = t инк , в заданной точке поверхности входной кромки происходит разрушение, то есть появляются поверхностные макротрещины. При этом феноменологический параметр поврежденности лопаточного материала ω принимает значение: ω = 1 . Интегрирование уравнения (18) в пределах от # 114 # Ο # 20u13, %C/2/ l`h [1]; Δ # 12u13, %C/2/ 0jŠh [13]; ∇ # 20u13, %C/2/ l}h-jŠg [14]; # u12,%C/2/ a. *е! , ä!. [15]. äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ сделать следующие выводы: 1. Разработана удобная для реализации на ПЭВМ универсальная математическая модель инкубационного периода каплеударной эрозии лопаточных материалов в аналитическом виде. 2. Наилучшее совпадение результатов расчета по предложенной математической модели с данными экспериментальных исследований на каплеударном стенде наблюдается в диапазоне скоростей соударения капель с образцами лопаточных материалов, который представляет наибольший интерес при оценке эрозионной стойкости рабочих лопаток влажно-паровых турбин: ntинк, 1/мм 2 I 10 5 5⋅104 2⋅104 Wн′ = 200 ÷ 350 м/с. II 104 150 200 250 Рис. 4 – Количество капель воды ( rк W'н, м/с ≈ 0,0005 м), выпадающих на единицу площади поверхности экспериментального образца до завершения инкубационного периода эрозии, в зависимости от скорости нормального удара капель На рис. 4: I – расчет по упрощенной математической модели каплеударной эрозии, предложенной в работе [37]; II – расчет по физически более строгой универсальной математической модели каплеударной эрозии, предложенной в данной работе. Точками на рис. 4 показаны результаты следующих экспериментов: 1 – МАИ [1] (20Х13); 2 – ЦКТИ [13] (12Х13); 3 – МЭИ-КТЗ [14] (20Х13); 4 –Baker-Jolliffe-Pearson [15] (12Х13). Из результатов расчета, представленных на рис. 4 видно, что кривая II во всем исследованном диапазоне скоростей нормального соударения капель с поверхностью образца проходит ниже кривой I, причем эти различия увеличиваются с ростом скоростей удара капель по образцу. Это объясняется тем, что представленная выше универсальная математическая модель инкубационного периода позволяет физически более строго учитывать влияние волновых напряжений на кинетику эрозионной поврежденности лопаточного материала. При этом совпадение теоретического результата с данными экспериментальных исследований оказывается вполне удовлетворительным не только в качественном, но в количественном смысле для достаточно широкого диапазона скоростей ударного взаимодействия капель с образцами из типичных лопаточных материалов. Заключение На основании полученных результатов можно 3. Предложенная математическая модель позволяет определять в заданной точке поверхности рабочей лопатки начало фазы эрозионного процесса, который протекает с наибольшей скоростью. Она может быть использована для построения математической модели эрозионного износа рабочих лопаток на всех его стадиях. Литература 1. Перельман Р.Г. Эрозионная прочность деталей и энергоустановок летательных аппаратов. – М.: Машиностроение, 1980. – 245 с. 2. Перельман Р.Г., Пряхин В.В. Эрозия элементов паровых турбин. – М.: Энергоатомиздат, 1986. – 184 с. 3. Спринжер Дж. С. Эрозия при воздействии капель жидкости. – М.: Машиностроение, 1981. – 200 с. 4. Эрозия / Под ред. К. Прис. – М.: Мир, 1982. – 464 с. 5. Ковальский А.Э. Математическая модель высокоскоростного удара эрозионно-опасной капли конденсата по рабочей лопатке влажно-паровой ступени энергетической турбины // Вестник двигателестроения. – 2004. – №2. – С. 51-59. 6. Ковальский А.Э. Теоретическое обоснование механизма каплеударной эрозии рабочих лопаток осевых турбомашин // Авиационно-космическая техника и технология: Сб. науч. тр. – Харьков: Нац. аэрокосмический университет «ХАИ», 2001. – Вып. 23. Двигатели и энергоустановки. – С. 33-41. 7. Хуанг, Хэммит. Высокоскоростное соударение жидкости, ограниченной искривленной поверхностью с жесткой плоской поверхностью // Тр. Амер. общ-ва инж.-механиков. – Теор. основы инженерных расчетов. Сер. Д. – Т. 99. - №2. – 1977. – С. 226-235. 8. Экспериментальное исследование прочности при импульсных каплеударных нагружениях / В.К. Алексеев, В.В. Бодрышев, Ю.Д. Денисов и др. // Пробл. Прочности.– 1977. – №6. – С. 110-113. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 115 # äÓÌÒÚðÛÍˆËfl Ë ÔðÓ˜ÌÓÒÚ¸ 9. Ляв А. Математическая теория упругости: Пер. с англ. – М-Л.: Науч.-техн. изд-во НКТП СССР, 1935. – 674 с. 10. Джонсон К. Механика контактного взаимодействия: Пер. с англ. – М.: Мир, 1989. – 510 с. 11. Шубенко-Шубин Л.А., Шубенко А.Л., Ковальский А.Э. Кинетическая модель процесса и оценка инкубационного периода разрушения материалов, подвергаемых воздействию капельных потоков // Теплоэнергетика. – 1987. – №2. – С. 46-50. 12. Ковальский А.Э. Моделирование процесса каплеударной эрозии рабочих лопаток паровых турбин с целью совершенствования их противоэрозионных показателей // Автореф. на соиск. уч. степ. канд. техн. наук. – 1987. – Ленинград. – 16 с. 13. Яблоник Р.М., Поддубенко В.В. Экспериментальное исследование эрозионной стойкости лопаточных материалов // Энергомашиностроение. – 1975. - №11. – С. 29-31. 14. Пряхин В.В., Поваров О.А., Рыженков В.А. Проблемы эрозии турбинных рабочих лопаток // Теплоэнергетика. – 1984. – №10. – С. 25-30. 15. Baker D., Jolliffe K., Pearson D. The resistance of materials to impact erosion damage // Phil. Trans. Of the Royal Society of London. – Ser. A. – 1966. – V. 260. - №1110. – P. 193-203. Поступила в редакцию 25.07.06 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Змий В.И. Национальный научный центр “Харьковский физико-технический институт”, Харьков. Анотація: Запропоновано математичну модель інкубаційного періоду ерозії робочих лопаток останніх ступенів потужних парових турбін при краплеударному впливі вторинних крапель вологи. Розроблена математична модель дозволяє враховувати вплив на процес ерозійного руйнування лопаткового матеріалу основних факторів зносу, що діють на різних стадіях ударної взаємодії краплі з робочою лопаткою. Обµрунтованність запропонованої математичної моделі підтверджується порівнянням отриманих результатів розрахунку з опублікованими експериментальними даними інших авторів. Abstract: A mathematical model of erosion incubation period of movable blades of last stage power steam turbines when drop impact influence of secondary moisture drops was suggested. The developed mathematical model allows to calculate influence of main wear factors, operating on different stages of drop impact interaction with a movable blade, on the process of blade material erosive destruction. The ground of the suggested mathematical model can be proved by comparison of the given calculation results with the published experimental data of other authors. # 116 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 621.51.226.2.53 А.А. Хориков1, С.С. Калачев1, П.В. Волков2 авиационного моторостроения, Россия 2 Московское машиностроительное производственное предприятие «Салют», Россия 1 Центральный институт К ВОПРОСУ ОБ ОПРЕДЕЛЕНИИ ВИБРАЦИОННЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ПРИ ТЕНЗОМЕТРИРОВАНИИ ЛОПАТОК ТУРБОМАШИН Аннотация: Рассмотрены вопросы расчетно-экспериментального определения вибрационных напряжений в рабочих лопатках турбомашин при флаттере и резонансных колебаниях. Приведены примеры, когда распределения напряжений, определенные при экспериментальных исследованиях лопаток на вибростенде, могут приводить к значительным погрешностям при определении максимальных напряжений в процессе тензометрирования лопаток на двигателе. Предложены способы оценивания уровня вибрационных напряжений в этих случаях. Лопатки, формы колебаний, тензометры, максимальные напряжения, флаттер, резонанс Основным методом определения вибрационных напряжений в лопатках турбомашин в рабочих условиях является тензометрирование. Места наклейки тензодатчиков на лопатках обычно выбирают по результатам экспериментальных исследований распределений напряжений в лабораторных условиях для изолированных лопаток с таким расчетом, чтобы коэффициент пересчета на место максимальных напряжений по исследуемой форме колебаний не превышал определенного значения (как правило 2). Однако, такой подход справедлив только в тех случаях, когда влияние центробежных сил и связанности лопаток в колесе на распределение напряжений пренебрежимо мало. Имеются, по крайней мере, два случая, когда такой подход может привести к неверным результатам. Как показано в работе [1] возникновение классического флаттера в небандажированных лопатках турбомашин обусловлено перестроением (инверсией) второй и третьей форм колебаний лопаток по оборотам. При этом вторая форма колебаний из преимущественно изгибной превращается в преимущественно крутильную, а третья, наоборот, из преимущественно крутильной превращается в преимущественно изгибную. Очевидно, что при этом может происходить изменение распределений напряжений. На рис. 1 приведен пример такого перестроения форм колебаний, который приводил к возникновению классического флаттера небандажированных широкохордных лопаток 1-й ступени высоконапорного вентилятора. Видно, что под действием центробежных сил в диапазоне оборотов n = 0,7… ... 0,8 происходит не только перестроение форм колебаний, но и резкое изменение мест максимальных напряжений по этим формам. Информативность тензометров, наклеенных по результатам определения распределений напряжений на вибростенде, при этом также сильно изменяется (рис.2). Поэтому действительный уровень напряжений при флаттере для третьей формы колебаний (см. рис.3) будет в несколько раз больше, чем по тензодатчику №1, по которому преимущественно осуществлялась регистрация флаттера. Регистрация флаттера именно по датчику №1 здесь осуществлялась по той причине, что развитый флаттер с замеренным уровнем напряжений до σ = 15 кгс/мм2 реализовался, как правило, по второй форме колебаний, а на оборотах, где реализовался флаттер, информативность этого тензометра по второй форме колебаний была существенно выше, чем по остальным тензометрам. Следует заметить, что приведенный пример характерен именно для классического флаттера рабочих лопаток, когда резкое снижение устойчивости лопаток к флаттеру обусловлено взаимодействием второй и третьей форм колебаний. Значение числа Струхаля при этом составило Sh2 = 2,196 и Sh3 = 2,504 для второй и третьей форм колебаний соответственно, что значительно превышает критические значения этого параметра при обеспечении отсутствия флаттера для каждой отдельной формы колебаний [2]. Рис. 1 – Зависимость частот, расположений узловых линий и мест максимальных напряжений от частоты вращения для второй и третьей форм колебаний рабочей лопатки первой ступени * - расчетные места максимальных напряжений; © А.А. Хориков, С.С. Калачев, П.В. Волков 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 117 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl - средние экспериментальные значения частот по лопаткам (залитые точки – частоты флаттера) Рис. 2 – Зависимости напряжений, регистрируемых различными тензодатчиками, от частоты вращения а) третья форма колебаний; б) вторая форма колебаний. колебаний распределение напряжений часто снимают на изолированных лопатках при их закреплении по замку и полке или при закреплении только по замку с возбуждением второй или третьей форм колебаний, так как частота этих форм обычно близка к частоте возбуждаемой «надполочной» формы колебаний. Иногда это распределение напряжений снимают на полноразмерном бандажированном колесе при его возбуждении по диаметральным формам со стоячими волнами деформаций. Для определения допустимости таких подходов при оценке вибрационной прочности лопаток с использованием ANSYS были проведены расчеты напряженно-деформированного состояния бандажированных рабочих лопаток 1-й ступени вентилятора одного из серийных авиационных двигателей (рис. 4… ... 7). На этом двигателе было также выполнено подробное тензометрирование лопаток, так как на оборотах n ≈ 98% был обнаружен резонанс от третьей гармоники входной окружной неравномерности потока по «надполочной» форме, который реализовался с числом узловых диаметров m = 3 совместных колебаний лопаток с бандажом и диском. Препарирование лопаток при этом выполнялось по общепринятой в этих случаях схеме. Приведенные в таблицах №1и №2 данные свидетельствуют, что при перечисленных выше способах определения вибрационных напряжений возможны большие различия при определении уровня максимальных напряжений в лопатках от этого резонанса. Рис. 4 – Распределение напряжений в РЛ 1-й ступени при колебаниях колеса по 1-й форме с m=3, n1 = 98%. а) волна колеса бежит по вращению; б) волна колеса бежит против вращения Рис. 3 – Временная реализация и спектр колебаний лопатки при классическом флаттере, зарегистрированные по т/д №1 а) При проведении тензометрирования бандажированных лопаток с целью определения максимального уровня напряжений по «надполочной» форме # 118 # б) Рис. 5 – Распределение напряжений в РЛ 1-й ступени при стоячей волне колебаний колеса по 1-й форме с m = 3, n1 = 98%. а) лопатка в узле; б) лопатка в пучности. ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl а) б) Рис. 6 – Распределение напряжений в РЛ 1-й ступени при колебаниях по 1-й форме при n=98% при расчете с изолированной лопатки без закрепления по полке а) 2-я форма колебаний; б) 3-я форма колебаний. а) б) распределению напряжений расчеты для бегущих волн деформации и для стоячей волны, если напряжения определять в пучности. Наиболее информативным тензодатчиком для определения уровня максимальных напряжений при этом резонансе является тензодатчик №2 (над полкой). Однако место максимальных напряжений согласно расчетам находится не в месте размещения тензодатчика №2, а в корневом сечении на выходной кромке, где напряжения больше почти в 2 раза (рис. 4). Рис.7 – Распределение напряжений в РЛ 1-й ступени при колебаниях по 1-й форме при n1 = 98% при расчете с изолированной лопатки с закреплением по полке Из сравнения расчетных и экспериментальных данных следует, что наиболее близки к реальному Таблица 1 Расчетные и экспериментальные распределения напряжений при резонансе Волна, бегущая по вращению Волна, бегущая против вращения Стоячая волна, узел Стоячая волна, пучность Изолированная с закреплением по замку, 2-я форма Изолированная с закреплением по замку, 3-я форма Изолированная с закреплением по замку и полке, 1-я форма Эксперимент ~98% т/д № 5 Частота, т/д № 1 Гц 0,431 487,8 2,45E+10 т/д № 2 т/д № 1 1,051 т/д №3 т/д № 1 0,008 2,47E+10 1,054 0,008 0,433 487,8 3,07E+08 9,71E+08 5,94E+09 2,13E+10 1,402 1,000 0,027 0,014 0,530 0,310 520,4 520,4 1,34E+10 3,11E+08 3,47E+09 0,309 0,007 0,080 441,49 1,71E+10 7,27E+09 5,90E+08 3,62E+09 0,425 0,035 0,212 497,38 4,56E+10 3,26E+10 2,22E+08 1,13E+10 0,715 0,005 0,248 417,03 3,44 3,45 0 1,21 1,003 0,000 0,352 506 т/д № 1 т/д № 2 т/д № 3 т/д № 5 5,69E+10 5,98E+10 4,72E+08 5,70E+10 6,01E+10 4,70E+08 1,12E+10 6,88E+10 1,57E+10 6,88E+10 4,33E+10 образом, есть основание считать, что ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроенияТаким № 3/2006 # 119 #в приведенных двух случаях использование расчетных значениях распределений напряжений, которые учитывают особенности колебаний лопаток в ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Таблица 2 Значения коэффициентов пересчета показаний тензометров на максимальные значения напряжений Волна, бегущая по вращению Волна, бегущая против вращения Стоячая волна, узел Стоячая волна, пучность Изолированная с закреплением по замку, 2-я форма Изолированная с закреплением по замку, 3-я форма Изолированная с закреплением по замку и полке, 1-я форма чем определение их на вибростенде. В то же время существующие методики нормирования вибрационных напряжений в лопатках по результатам тензометрирования ориентированы, в основном, на величины максимальных напряжений, замеряемые тензодатчиками, наклеенными на лопатках по результатам испытаний на вибростенде. При этом разница между максимумом напряжений по датчикам и реальным максимумом компенсируется значительными величинами нормируемых минимально допустимых запасов усталостной прочности. Авторы статьи надеются, что изложенные здесь результаты послужат основанием для организации расчетно-экспериментальных работ для разработки методик нормирования вибрационных напряжений по их расчетным распределениям. т/д № 1 2,074 2,070 5,143 1,642 т/д № 2 1,973 1,963 3,669 1,642 т/д № 3 250,000 251,064 187,622 116,375 т/д № 5 4,816 4,777 9,697 5,305 2,242 7,246 312,219 27,983 9,006 21,183 261,017 42,541 2,368 3,313 486,486 9,558 машин – Проблемы прочности, 1976, №3. – С. 2528. 2. Srinivasan A.V. Flutter and resonant vibration characteristics of engine blades.-Paper presented at the International gas turbine and aeroengine congress, Orlando, Florida.-June 2 – June 5, 1997. – 36 p. Поступила в редакцию 25.07.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Фишгойт А.В. ЦИАМ им. П.И. Баранова Литература 1. Хориков А.А. О возможности возникновения «классического флаттера рабочих лопаток турбо- Анотація: Розглянуто питання розрахунково-експериментального визначення вібраційних напруг у робочих лопатках турбомашин при флаттері й резонансних коливаннях. Наведено приклади, коли розподіли напруг, визначені при експериментальних дослідженнях лопаток на вібростенді, можуть приводити до значних погрішностей при визначенні максимальних напруг у процесі тензометрирування лопаток на двигуні. Запропоновано способи оцінювання рівня вібраційних напруг у цих випадках. Abstract: Questions of calculating and experimental definition of vibrating stresses in turbo machines rotor blades are considered at flutter and resonant fluctuations. Examples when the distributions of stresses determined at experimental researches of blades on vibration plant can result to significant errors at definition of the maximal stresses in blades during gauging process on the engine are shown. Estimation ways of a stresses value in these cases are offered. # 120 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 539.4 А.Р. Лепешкин, С.А. Лепешкин Центральный институт авиационного моторостроения им. П.И. Баранова, Россия ФОРМИРОВАНИЕ ИСПЫТАТЕЛЬНЫХ ЦИКЛОВ ДИСКОВ ГТД ПРИ ТЕРМОЦИКЛИЧЕСКИХ ИСПЫТАНИЯХ НА РАЗГОННОМ СТЕНДЕ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ИНДУКЦИОННОГО НАГРЕВА Аннотация: Рассматриваются проблемы термомеханического нагружения дисков ГТД при разгонных термоциклических испытаниях. Разработаны способы формирования испытательных циклов дисков ГТД с учетом полетных режимов при термоциклических испытаниях на разгонном стенде с использованием индукционного нагрева. Применение интенсивного охлаждения дисков позволяет сократить сроки проведения термоциклических испытаний. Приведены результаты расчета термонапряженного состояния диска при моделировании разных испытательных режимов. Способы термоциклических испытаний, диски ГТД, разгонный стенд, интенсивное воздушное охлаждение, частота вращения, температура, индукционный нагрев 1 Формулирование проблемы 1.1 Постановка проблемы и ее связь с научно-практическими задачами Воспроизведение термомеханического нагружения при испытаниях на реальном двигателе связано с большими материальными затратами. В связи с этим, термоциклические испытания дисков на разгонном стенде [1-7] более целесообразны при условии, что нестационарное термонапряженное состояние при стендовых испытаниях будет соответствовать реальным условиям работы дисков. Адекватность этих условий обусловливает необходимость решения следующих задач: моделирование термических и механических, возникающих в деталях диска, согласование временных программ скорости вращения диска и скоростного режима нагрева при моделировании заданного распределения температуры по радиусу диска. В условиях вакуумирования повышается точность моделирования теплового и термонапряженного состояния, так как снижаются аэродинамические потери, затрудняющие процесс воспроизведения температуры по радиусу диска. Кроме того, при снижении аэродинамических потерь уменьшается требуемая мощность электропривода. На существующих разгонных стендах в авиационной отрасли широко применяются источники питания индукционного нагрева, работающие на частоте 2400÷2500 Гц. Для обеспечения неравномерного нагрева дис- ка переменной толщины, имеющего конкретные механические, теплофизические и электрические свойства, по его радиусу размещаются индукторы с разными зазорами. При необходимости вблизи поверхности дисков устанавливаются трубки охлаждения (сопла), через которые подается воздух для обеспечения дополнительного регулирования температурного состояния дисков. Объектами термоциклических испытаний являются диски, рабочие колеса, а также роторы авиационных ГТД. 1.2 Обзор публикаций и постановка задачи данного исследования Известны способы термоциклических и разгонных испытаний дисков турбомашин, описанные в [8, 9]. Недостатками указанных способов являются недостаточное использование возможностей индукционного нагрева, ограниченное охлаждение диска только через сопла, расположенные с одной стороны диска [8], что приводит к медленному охлаждению и увеличению сроков испытаний и энергозатрат на проведение испытаний. В данной работе решается задача повышения точности моделирования эксплуатационных тепловых режимов и ускорения испытаний диска с использованием способов индукционного нагрева и охлаждения. Модернизированы системы индукционного нагрева и подачи регулируемого потока воздуха, обеспечивающего интенсивное охлаждение дисков на разгонном стенде. © А.Р. Лепешкин, С.А. Лепешкин 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 121 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Поставленная цель достигается тем, что в данном способе термоциклических и разгонных испытаний дисков турбомашин при моделировании полетных циклов используются различные режимы индукционного нагрева [1]. Каждый термоцикл включает три этапа испытаний, на первом из которых увеличивают частоту вращения и температуру диска в пределах заданного испытательного цикла, на втором этапе выдерживают максимальные заданные значения этих величин с регулировкой температуры диска вспомогательным охлаждающим воздухом через сопла с обеих сторон диска, на третьем – снижают частоту вращения диска и его температуру до минимальных заданных значений с помощью основного регулируемого потока охлаждающего воздуха, направленного через управляемую задвижку, расположенную в центральном отверстии крышки разгонной камеры [1], на поверхность диска с одной его стороны, а затем через его центральное отверстие и отверстия в цапфе на поверхность диска с другой стороны. Реализация такого интенсивного охлаждения с обоих сторон диска приближает соответствие теплового режима диска в термоцикле заданному. 2 Результаты исследований Для проведения испытаний объект помещается на специальную установку (подшипниковую опору), которая монтируется в разгонной камере на демпферную опору. На рабочем колесе ГТД для дополнительного снижения аэродинамических потерь и получения стабильного температурного поля устанавливаются имитаторы лопаток. Для контроля температурного поля диска используются термопары или вблизи поверхности диска устанавливаются бесконтактные датчики температуры. Для контроля виброускорений узлы машинной линии и токосьемник снабжаются вибродатчиками. При термоциклических испытаниях на разгонном стенде с помощью систем индукционного нагрева и программного управления осуществляется автоматическое синхронное изменение с последующей выдержкой максимальной частоты вращения и температуры диска, а с помощью системы охлаждения снижается температура испытуемого диска под воздействием направленного на него потока охлаждающего воздуха [1]. По программе термоциклических испытаний с применением индукционного нагрева был испытан диск I ступени турбины ГТД. На рис. 1 показаны диск и система индукторов, установленные в разгонной камере. Рис. 1 – Диск и система индукторов, установленных в разгонной бронекамере # 122 # На примере этого диска показаны способы проведения испытаний [1] с индукционным нагревом, а также возможности стендовой системы нагрева и испытательного оборудования разгонного стенда при моделировании различных эксплуатацион- ных режимов. Рис. 2 – Экспериментальные распределения температур диска I ступени турбины ГТД при термоциклических испытаниях с имитацией полетных циклов. Программа термоциклических испытаний диска состояла из трех испытательных режимов с соответствующими распределениями температур (рис. 2): режим 1 - испытательный цикл с «глубо- ким охлаждением» при nmax (кривая 1) и nmin (кривая 1’); режим 2 - испытательный цикл (имитация условий полетного цикла) при nmax (кривая 2) и nmin (кривая 2’); режим 3 - испытательный цикл (имитация предполетной подготовки) при nmax (кривая 3) и nmin (кривая 3’). На формирование программы испытаний влияют методики расчета развития трещин и фрактографических исследований. На рис. 2 представлены экспериментальные осредненные распределения температур по радиусу диска в режимах 1÷3 на максимальной и минимальной частоте вращения. Циклограммы испытательных режимов с использованием индукционного нагрева представлены на рис. 3÷5. ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl а) б) в) г) 10 Рис. 3 – Термоциклическое и механическое нагружение диска по режиму 1: а) – циклограмма нагружения диска по частоте вращения; б) – циклическое изменение температуры обода (1) и ступицы (2) диска: в) – циклические режимы работы генераторов ВЧ (3 и 4); г) – циклическое изменение давления охлаждаю- а) б) в) Рис. 5 – Термоциклическое и механическое нагружение щего воздуха диска по режиму 3: а) – циклограмма нагружения диска по частоте вращения; б) – циклическое изменение температуры обода (1) и ступицы (2) диска; в) – постоянный режим работы генераторов ВЧ а) б) в) Рис. 4 – Термоциклическое и механическое нагружение диска по режиму 2: а) – циклограмма нагружения диска по частоте вращения; б) – циклическое изменение температуры обода (1) и ступицы (2) диска; в) – циклические режимы работы генераторов ВЧ Там же приведены изменения температуры обода и ступицы, мощности от генераторов повышенной частоты, давления потока основного охлаждающего воздуха (режим 1) при термоциклических испытаниях. В режимах 1, 2 и 3 совместно с индукторами использовались сопла подачи вспомогательного охлаждающего воздуха для дополнительного регулирования температуры диска. В режимах 2 и 3 интенсивное охлаждение не использовалось. Во всех режимах учитывался дополнительный нагрев диска при трении диска об остаточный воздух. Результаты расчета термонапряженного состо- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 123 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl яния диска представлены на рис. 6 с учетом тепловых состояний диска в разных испытательных режимах 1÷3 (рис. 2). Рис. 6 – Распределения окружных термонапряжений диска при термоциклических испытаниях: 1 и 1′ – напряжения при nmax и nmin (режим 1); 2 и 2 ′ – напряжения при nmax и nmin (режим 2); 3 и 3 ′ – напряжения при nmax (режим 3) Выводы и перспективы дальнейших исследований Рассмотрены проблемы термомеханического нагружения дисков ГТД при разгонных термоциклических испытаниях. Разработаны и использованы способы формирования испытательных циклов дисков ГТД на разгонном стенде с использованием различных режимов индукционного нагрева и охлаждения. Применение интенсивного охлаждения дисков позволяет сократить сроки проведения термоциклических испытаний. В дальнейшем планируется совершенствование техники и методики термоциклических испытаний дисков и рабочих колес ГТД на разгонных стендах с учетом физики роста трещин как при термоциклической, так и постоянной нагрузке [10, 11]. Литература 1. Пат. № 2235982 Россия. Способ термоциклических и разгонных испытаний дисков турбомашин / Лепешкин А.Р., Скибин В.А. 2004. Бюл. № 25. 2. Лепешкин А.Р., Безносенкова В.Н. Циклические испытания дисков ГТД на разгонном стенде с использованием индукционного нагрева // Авиационно-космическая техника и технология: Сб. научных трудов. Вып.19. Тепловые двигатели и энергоустановки. – Харьков: Гос. аэрокосмический ун-т “ХАИ”, 2000. – С. 456-460. 3. Лепешкин А.Р., Безносенкова В.Н. Моделирование нестационарного теплового и термонапряженного состояния дисков и рабочих колес ГТД на разгонном стенде с использованием индукционного нагрева при неизотермических циклических испытаниях // Авиационно-космическая техника и технология: Сб. научных трудов. – Харьков: Национальный аэрокосмический ун-т “ХАИ“, 2001. – Вып.23. Двигатели и энергоустановки. – С. 144-146. 4. Лепешкин А.Р. Индукторы для нагрева дисков # 124 # ГТД при испытаниях на разгонных стендах. // Авиационно-космическая техника и технология: Сб. научных трудов. – Харьков: Национальный аэрокосмический ун-т “ХАИ“, 2002. – Вып. 334. Двигатели и энергоустановки. – С. 163-165. 5. Лепешкин А.Р. Методика статического тензометрирования дисков ГТД на разгонных стендах с учетом неравномерного нагрева // Авиационно-космическая техника и технология. Вып. 41/6. Харьков: Национальный аэрокосмический ун-т “ХАИ“. 2003. – С. 154-159. 6. Лепешкин А.Р., Бычков Н.Г. Метод термоуправляемого обрыва лопаток рабочих колес ГТД при испытаниях конструкций и корпусов на непробиваемость // Авиационно-космическая техника и технология. Вып. 4/20. Харьков: Национальный аэрокосмический ун-т “ХАИ“. 2005. – C. 77–82. 7. Лепешкин А.Р. Методика эксплуатационного термомеханического нагружения дисков турбомашин при ресурсных испытаниях на разгонном стенде // Доклады научно-технического семинара “Прочность и надежность нефтегазового оборудования“. 19-20 сентября 2000. ЦНИИАТОМИНФОРМ. М. – 2001. – С. 112–114. 8. Данилушкин А.И., Еленевский Д.С., Котенев В.И. и др. АСУ процессами многофакторных испытаний на специализированном стенде для прочностной доводки элементов конструкций // Проблемы прочности. – 1990. – № 5. – С. 116-119. 9. Демьянушко И.В., Суржин В.С. Проблемы автоматизированных циклических испытаний дисков и роторов на разгонных стендах // Проблемы прочности. – 1981. – № 7. – С. 110-115. 10. Фишгойт А.В., Демидов А.Г. Рост трещин при постоянной нагрузке под влиянием ползучести в металлических материалах // Конверсия в машиностроении. 2005, №4-5, - С. 116-117. 11. Kachanov E.B., Golubovskiy E.R., Khvatski K.K. Greep Crack Propagation Kinetic in Nickel-Base Superalloys of Gas Turbine Engines // Proceeding of the V-th International Symposium on Greep and Coupled Processes (Bialystok/ Bialowieza, 1995), Publishing of Bialystok Technical University, Bialystok, Poland, 1995, P. 53. Поступила в редакцию 25.07.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Фишгойт А.В. Центральный институт авиационного моторостроения им. П.И. Баранова, Москва. ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Анотація: Розглядаються проблеми термомеханічного навантаження дисків ГТД при розгінних термоциклічних випробуваннях. Розроблені способи формування дослідних циклів дисків ГТД із урахуванням польотних режимів при термоциклічних випробуваннях на розгінному стенді з використанням індукційного нагрівання. Застосування інтенсивного охолодження дисків дозволяє скоротити строки проведення термоциклічних випробувань. Наведено результати розрахунку термонапруженого стану диска при моделюванні різних дослідних режимів. Аbstract: The problems of thermomechanical loading of GTE disks are considered at accelerated thermocyclic tests. The methods of simulation of test cycles of GTE disks have been developed in view of flight modes at thermocyclic tests on accelerated stand with use of induction heating. Application of intensive cooling of disks allows to reduce terms of carrying out of thermocyclic tests. The results of calculation thermostress state of a disk are presented at modeling of different test modes. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 125 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 629.7.03.018 О.Н. Былинкина, Б.Б. Коровин, В.В. Червонюк Федеральное государственное унитарное предприятие РФ «Летно-исследовательский институт им. М.М.Громова», Россия КОНЦЕПЦИЯ ЛЕТНО-ПРОЧНОСТНЫХ ИСПЫТАНИЙ ВИНТОВЕНТИЛЯТОРОВ АВИАЦИОННЫХ ГТД НОВОГО ПОКОЛЕНИЯ Аннотация: На основе научного и методического задела ЛИИ им. М. М. Громова по разработке и использованию при испытаниях ГТД моделей динамического нагружения лопаток компрессоров (лопастей винтовентиляторов) и обобщения опыта вибрационной доводки на летающей лаборатории (ЛЛ) вентилятора ТРДД большой тяги и сверхбольшой степени двухконтурности, а также винтовентилятора ТВВД уточнена концепция летно-прочностных испытаний винтовентиляторов перспективных двигателей большой тяги. Обоснованы структура модели нагружения винтовентилятора, номенклатура обследуемых режимов, методы и cредства обеспечения безопасности полетов. Винтовентилятор, вибрационное нагружение, безопасность, флаттер, косой обдув, угол заклинения, модель нагружения, бортовой контроль Введение В связи с необходимостью проведения летнопрочностных испытаний повышенного риска для винтовентиляторных ГТД нетрадиционных схем и сверхбольшой степени двухконтурности, для которых не имеется термобарокамер (ТБК) соответствующей мощности, требуется уточнение концепции и технологии таких испытаний. Решению указанной задачи и посвящена настоящая работа, базирующаяся на обобщении опыта летных исследований вибрационного нагружения лопаток КНД и вентиляторов, а также лопастей винтовентиляторов авиадвигателей различных схем на ЛЛ и основных летательных аппаратах (ЛА). 1 Формулирование проблемы В качестве основных направлений уточнения технологии и концепции летно-прочностных испытаний рассматривались: - обоснование структуры моделей динамического нагружения лопастей винтовентиляторов, методики их получения и применения на различных этапах летных испытаний; - расширение номенклатуры обследуемых режимов летных испытаний; - обеспечение безопасности испытаний. 2 Решение проблемы Повсеместный перевод авиатехники к эксплуатации по техническому состоянию и повышенные требования к безопасности полетов в связи с вынужденным перенесением на ЛЛ и основной ЛА © О.Н. Былинкина, Б.Б. Коровин, В.В. Червонюк 2006 г. # 126 # некоторых видов испытаний повышенного риска, которые ранее проводились только в ТБК, требуют соответствующих методических решений. Одним из таких решений применительно к задаче обеспечения вибрационной надежности лопаток КНД является возможно раннее (до выхода на основной самолет) получение моделей их вибрационного нагружения, опережающая оценка чувствительности лопаток к временной и пространственной неравномерности потока на входе в двигатель, прогноз по экспериментальным моделям и коэффициентам виброчувствительности лопаток их ожидаемого динамического нагружения при испытаниях и в эксплуатации [1]. Все сказанное в полной мере относится к высоконагруженным лопастям винтовентиляторов современных ГТД, основной причиной переменного нагружения которых является их работа в условиях «косого» обдува натекающим воздушным потоком. В частности, как показали испытания на ЛЛ винтовентилятора ТВВД с соосным винтом из композиционных материалов, уровень вибрационного нагружения элементов переднего и заднего винтов и вала редуктора в прямолинейном горизонтальном полете без скольжения можно представить в виде зависимости σ = k (α + δ)Vi2, (1) где k – коэффициент пропорциональности (зависит от аэродинамических характеристик лопастей); α – угол атаки самолета; ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Рис. 1 – Изменение величины вибрационных напряжений в лопастях винтовентилятора и вале редуктора при выполнении самолетом разгона до Vmax пред. (ЗВ – задний винт, ПВ – передний винт) Оценку ожидаемого вибрационного нагружения σ = κα(α“=ì+δ)Viƒ2+κβ*β*Viƒ2+k!е›Nä", (3) где σ - уровень вибрационных напряжений; αсам, β - углы атаки и скольжения самолета; δ - угол заклинения двигателя относительно строительной горизонтали самолета; Viз - индикаторная земная скорость; kреж - коэффициент влияния режима; кα, kβ - коэффициенты влияния углов атаки и скольжения, Nдв – мощность двигателя. Индикаторная скорость, Vi Рис. 2 – Прогноз уровня вибронагруженности вала редуктора двигателя в условиях его работы на основном самолете Специально поставленный летный эксперимент Напряжение в вале редуктора, кг/мм2 δ – угол заклинения двигателя относительно строительной горизонтали самолета; Vi – индикаторная скорость полета. Правомерность этой предложенной В.В. Червонюком зависимости, полученной с использованием известного соотношения Г. И. Майкапара [2], иллюстрируется рисунком 1, на котором показано изменение динамического нагружения в представительных сечениях лопастей винта и вала редуктора в условиях работы опытного изделия на объекте при его разгоне в горизонтальном полете. Параболическая зависимость вибрационного нагружения элементов винтовентилятора от скорости полета с характерным минимумом при скорости, соответствующей отсутствию “косого” обдува, позволяет определить, как диапазон безопасных скоростей полета, так и правильность выбранного угла заклинения двигателя на самолете. Область I I Область для определения коэффициента влияния кβ иллюстрируется рисунком 3, а на рисунке 4 и 5 показаны экспериментальные зависимости, использовавшиеся при получении kα. винтовентилятора в эксплуатационных условиях удобнее осуществлять представив формулу (1) в виде σ = k*α*Vi2+k*δ*Vi2 ≈ k1*G*Vi2+k*δ*Vi2, (2) где G - вес самолета. Полученные с помощью (2) и расчетно-экспериментальных аэродинамических характеристик планера зависимости для прогнозирования уровня вибрационного нагружения элементов винтовентилятора при различных полетном весе и числе М полета на объекте представлены на рис. 2. Указанные зависимости были успешно использованы при летных испытаниях двигателя на самолете, в процессе проведения которых была идентифицирована более полная модель динамического нагружения элементов винтовентилятора следующей структуры Рис. 3 – Изменение величины переменных напряжений в лопастях заднего винта и вале редуктора по углу скольжения при выполнении самолетом координированного скольжения Рис. 4 – Изменение переменных напряжений в лопасти заднего винта при выполнении полетов на большие углы Скольжение влево вправо Скольжение атаки с двигателем, работающим на различных режимах Рис. 5 – Связь уровня нагружения заднего винта с углом атаки самолета и режимами работы двигателя. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 127 # Напряжения, кг/мм2 ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Истинный угол атаки Rдв – режим работы двигателя, МГ- малый газ, МП – полетный “максимал” σ вал/Viз2 Истинный угол атаки Очевидно, что модели вышеуказанного вида пригодны для контроля вибрационного состояния и остаточного ресурса элементов винтовентилятора в эксплуатации по полетной информации, регистрируемой штатными бортовыми накопителями, а их наличие на этапе испытаний двигателя на ЛЛ позволяет приступать к отработке методики автоматизированного контроля нагружения винтовентилятора до начала летных испытаний на основном самолете. Доминирование в вибропроцессах лопастей винтовентилятора составляющей на частоте вращения ротора подтверждает главную роль первой гармоники окружной неравномерности в возбуждении колебаний винтовентилятора при его косом обдуве. Регрессионным анализом материалов летных испытаний большой номенклатуры авиадвигателей маневренных самолетов [3] выявлено, что углы атаки, скольжения и квадрат скорости (числа М) полета так же, как и произведения указанных параметров - значимые влияющие факторы для 1-ой гармоники окружной неравномерности потока на входе в двигатель (регрессионные модели III типа согласно [3]). Аналогичный результат имеет место и для вибронагруженности лопаток КНД, зафиксированной при совместной работе обследованных двигателей с достаточно протяженными сверхзвуковыми # 128 # каналами сложной конфигурации (модели II типа [3]), при том, что рассматриваемые модели нагружения получены для условий резонанса лопаток, вызываемых 3-ей гармоникой неравномерности, имеющей существенно меньший уровень, чем 1я. Исходя из вышеизложенного, можно ожидать сохранение структуры модели (3) и для закапотированного винтовентилятора перспективного двигателя ТВВД нетрадиционной схемы. Биротативный винтовентилятор этого двигателя с лопастями из композитных материалов по существу является соосным винтом в капоте. При тонкой губе мотогондолы (ее наружный диаметр составляет 3150 мм, а наружный – 2900 мм) возможен отрыв потока с острой кромки при косом обдуве и при прямом засасывании воздуха в стартовых условиях. При указанных особенностях конструкции можно ожидать, что рассматриваемый узел будет одновременно воспринимать переменные нагрузки от набегающего потока, как свободный винт, чувствительный к косому обдуву, и как вентилятор двигателя сверхбольшой степени двухконтурности, работающий с коротким воздухозаборником. Поэтому в дополнение к действующей методике оценки вибронагруженности элементов ГТД на самолете [1] номенклатура обследуемых режимов в стартовых условиях работы двигателя должна предусматривать обязательную оценку нагружения винтовентилятора при боковом ветре. Режимы обследуемые в полете должны включать в себя горизонтальные разгоны самолета с Vпр min до Vпр max на минимальной и максимальных высотах для данного ЛА, координированные скольжения в горизонтальном полете и выполнение эволюций, обеспечивающих выход на предельные углы атаки, при строгом учете угла заклинивания двигателя на ЛА, чтобы с максимальной достоверностью оценить влияние эффекта косой обдувки винтовентилятора в эксплуатационных условиях. В связи с тем, что двигатели рассматриваемого класса с расходами воздуха более 800 кг/с поступают на летные испытания без проверки в ТБК устойчивости лопастей винтовентилятора к флаттеру, методика летных испытаний двигателя на ЛЛ должна предусматривать оценку вибронагруженности лопастей с запасами по коэффициенту режимов в экстремальных условий эксплуатации, регламентируемых нормативной документацией по проверке автоколебаний. Наличие большой номенклатуры обследуемых режимов повышенного риска при отсутствии превентивных испытаний полноразмерного двигателя в ТБК предъявляет повышенные требования к обеспечению безопасности летных испытаний. Таким требованиям отвечает разработанный в ЛИИ программно-аппаратный комплекс для инфор- ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl мационного сопровождения летно-прочностных испытаний ГТД нового поколения [4]. Бортовая часть указанного комплекса не только обеспечивает непрерывную запись виброакустических процессов и сопровождающей информации в течение всего полета, но и позволяет осуществлять непрерывный бортовой контроль динамического нагружения элементов двигателя в реальном времени во временной и частотной областях, в том числе и по сигналам, формируемым современными средствами бесконтактной диагностики флаттера [5], [6]. Для реализации указанных возможностей в полной мере необходимо применение бесконтактных токосъемников последнего поколения при передаче высокочастотных тензосигналов с обоих роторов винтовентилятора. Успешный опыт ЛИИ по применению таких токосъемников с оптическим преобразованием сигнала при тензометрировании в полете рабочих колес КНД авиадвигателей маневренных самолетов позволяет с оптимизмом относиться к возможности подобного технического решения и для винтовентиляторных ГТД. Основная задача, решаемая наземной частью программно-аппаратного комплекса [4], – оперативная обработка вибрационных процессов во временной и частотной областях, направленная на функциональную увязку параметров высокочастотных процессов динамического нагружения элементов ГТД с параметрами полета самолета и работы двигателя, включая уточнение и идентификацию по экспериментальным данным моделей нагружения. В режиме экспресс-анализа программное обеспечение комплекса позволяет принимать решение о продолжении полетов в течение 1-2 часов после посадки борта. Заключение Успешность проведения прочностной доводки винтовентиляторных двигателей нового поколения во многом определяется разработкой моделей динамического нагружения элементов винтовентилятора в функции параметров полета и угла заклинения двигателя на самолете. Технология летно-прочностных испытаний ТВВД с закапотированным винтом должна быть дополнена номенклатурой обследуемых режимов, обеспечивающих: - условия максимально ожидаемого в эксплуатации косого обдува винтовентилятора, регламентированного требованиями к летно-прочностным испытаниям классических винтов; - проверку виброчувствительности лопастей винтовентилятора к направлению и силе ветра; - запасы по коэффициенту режима в экстремальных условиях эксплуатации, регламентированных нормативными документами по проверке автоколе- баний при гарантированном контроле динамических нагрузок по результатам их измерения в реальном времени и совмещении испытаний с отработкой технологии автоматизированного контроля нагружения тензометрируемых узлов в эксплуатации по полетной информации. Литература 1. Коровин Б.Б. К совершенствованию методологии вибрационной доводки лопаток компрессоров авиационных ГТД.// ЛИИ.– Труды №409. – 1981. – 56 с. 2. Майкапар Г.И. Расчет составляющих сил и момента, действующих на воздушный винт при косой обдувке. – Сборник работ по теории воздушных винтов. – БНИ ЦАГИ, 1958. 3. Коровин Б.Б., Зудов С.М. К синтезу моделей вибрационного нагружения лопаток турбомашин авиационных ГТД. //ЦИАМ.– Труды № 1221.– 1985. – С. 218-233. 4. Былинкина О.Н.,Коровин Б.Б., Стасевич А.А. Программно-аппаратный комплекс для летно-прочностных испытаний авиационных ГТД нового поколения. // Авиационно-космическая техника и технология.-2005. –№9/25. 5. Сачин В.М., Туманов Н.В., Шатохин А.Г. Бесконтактная вибродиагностика флаттера рабочих колес компрессоров. В сб.: Аэроупругость лопаток турбомашин. Вып. 4, 1987.– ЦИАМ. – Труды 1221. – С. 195-206. 6. Хориков А.А. Метод и система диагностики аэроупругих колебаний рабочих лопаток компрессора датчиками пульсации.- В кн.: Совершенствование турбоустановок методами математического и физического моделирования.-Харьков, ИМП, 1997. – С. 323-332. Поступила в редакцию 25.07.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Б.Ф. Шорр, Федеральное государственное унитарное предприятие «ЦИАМ им. П.И. Баранова», Россия. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 129 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Анотація: На основi наукового i методичного досвiду ЛII iм. М.М. Громова по розробцi i використанню при випрбуваннях ГТД моделей динамiчного навантаження лопаток компресорiв (лопастей вентиляторiв) і узагальнення досвiда вiбрацiйного доведення на льотнiй лабораторii (ЛЛ) вентилятора ТРДД надвеликої степенi двухконтурностi, а також гвинтовентилятора ТВВД уточнено концепцiю льотно-мiцностних випробувань гвинтовентиляторiв перспективних двигунiв великоi тяги. З’ясованi структура моделi навантаження гвинтовентилятора, номенклатура дослiджуваних режимiв, методи і засоби забезпечення безпечностi польотiв. Abstract: On the basis of the Gromov Flight Research Institute named after M.M. Gromov (GFRI) scientific and methodological experience in development and utilization of the compressor blades dynamic loading models in gas turbine engines flight tests and summarization of vibration development on the flying test bed of both the fan of high trust and ultra-high-bypass ratio propfan turbofan and the propfan of promising propfan engine the conception of flight-stress tests of the promising engine has been elaborated. Structure of propfan stress model, list of testing regimes, methods and means of flight safety guaranteeing have been substantiated. # 130 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 629.7.036 А.Д. Кулаков1, В.Г. Подколзин2, И.М. Полунин2, В.В. Попов1 1Федеральное государственное унитарное предприятие «Летно-исследовательский институт им.М.М.Громова», Россия 2Закрытое акционерное общество «Научно-методический центр НОРМА», Россия МЕТРОЛОГИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ СИСТЕМ ИЗМЕРЕНИЯ ТЯГИ С ПОМОЩЬЮ ЖЕСТКИХ И ГИБКИХ ЗОНДОВ НА СРЕЗЕ СОПЛА ГТД Аннотация: На основе научно-исследовательского задела ЛИИ им.М.М.Громова и ЗАО « НМЦ НОРМА» по созданию образцов системы с аэродинамическим методом измерения тяги сопла ГТД разработан и изготовлен экспериментальный образец системы измерения тяги (СИТ) для ТРДД ПС-90А. Представлено описание экспериментального образца системы измерения тяги (СИТ) двигателя ПС-90А в земных условиях в самолетной компоновке. Принцип действия этой системы основан на прямом измерении усилия воздействия газового потока на погруженный в него, в зоне среза реактивного сопла, аэродинамический зонд. Приведены результаты исследований метрологических характеристик измерительных каналов СИТ двигателя ПС-90А при его испытании на тягоизмерительном стенде Тяга двигателя, гибкий зонд, жесткий зонд, аэродинамическое сопротивление, сопло, газовый поток, наземный тягоизмерительный стенд для испытаний ГТД, градуировочная зависимость, метрологическая характеристика, приведенная погрешность Введение Высокий ресурс современных авиационных двигателей и переход на эксплуатацию по техническому состоянию требуют постоянного контроля состояния двигателя в процессе эксплуатации. Наряду с традиционными методами периодического контроля состояния двигателя (по штатным параметрам, визуальными, оптическими и т.д.) необходимо использовать интегральный метод, основанный на контроле тяги двигателя и выявлять тенденцию её изменения в процессе эксплуатации. Тяга ГТД на летающих лабораториях и в самолетной компоновке определяется различными газодинамическими методами. Все вышеперечисленные методы требуют специального препарирования двигателя, которое не может быть реализовано на штатной силовой установке, находящейся в эксплуатации. Поэтому, для определения тяги ГТД в самолетной компоновке в условиях эксплуатации предлагается использовать метод, основанный на использовании штатных параметров ГТД и измерении усилия на аэродинамическом профиле (зон- де), помещенном на срезе сопла ГТД. ФГУП «ЛИИ им.М.М.Громова» и ЗАО «НМЦ НОРМА» на протяжении последних лет проводят работы по созданию промышленных образцов систем с аэродинамическим методом измерения тяги сопла ГТД. [1,2]. За это время проведены оценочные испытания различных экспериментальных вариантов систем измерения тяги на самолетах - летающих лабораториях Ту-134ЛЛ (двигатель Д-30 II серии) и Ил-76 (двигатель Д-30КП). Проведенные в ЛИИ экспериментальные исследования опытных экземпляров системы показали их работоспособность и принципиальную возможность практического применения для контроля тяги ГТД в эксплуатации. 1 Общие принципы аэродинамического метода определения тяги сопла ГТД В общем случае тяга двигателя определяется по формуле: Rдв = Rс - Jвх. = ρ cVc2 Fc + Fc (рс - рн) - Jвх, (1) где: Rс – тяга сопла, Jвх – входной импульс, © А.Д. Кулаков, В.Г. Подколзин, И.М. Полунин, В.В. Попов 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 131 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl в земных условиях Jвх = 0 R дв 2 Fс - (рс - рн) = ρ cVc отсюда . (2) Известно, что на любое тело (зонд в виде струны), помещенное в газовый поток, действует аэродинамическая сила Х, которую можно вычислить с использованием формулы аэродинамики для продольной силы, т.е. Х = сх· q с ·S = сх· ρ сVc2 2 · S. (3) Установим связь между тягой двигателя Rдв и аэродинамической силой Х (далее будем обозначать как Рзон): Rдв = 2Fc Р зон c х S + Fc (рс - рн). (4) Таким образом, зная коэффициент аэродинамического сопротивления зонда (струны) сх , величину омываемой площади зонда S, площадь сопла Fс и измеряя аэродинамическое усилие Рзон , действующее на зонд, можно определить тягу двигателя Rдв в самолетной компоновке в земных условиях. Выражение (4) справедливо для определения тяги двигателя при реальном расширении газа на срезе сопла двигателя (при рс ≠ рн ). Характерной особенностью ТРДД является существенное недорасширение газового потока на срезе сопла. Уровень недорасширения потока в сопле ТРДД ( nс = рс/рн ) увеличивается с повышением режима работы двигателя (соответственно увеличивается располагаемая степень понижения полного д а в л е н и я πср = р сх / рн) и в широком диапазоне условий полета Н = 0 ... …11 км и М = 0 ... …0,8 находится в пределах 1,05 ... …1,3 . Таким образом, помимо силы аэродинамического сопротивления зонда необходимо измерять статическое давление потока в сечении, где устанавливается зонд. В связи с неодномерностью реального потока, возможной неточностью ряда входящих в расчет величин (сх, Fc, Рзон ) , а также влияния других величин (как μс), не учитывающихся в расчете, система должна быть протарирована с целью определения необходимых поправочных коэффициентов. Результаты аэродинамических исследований гибкого зонда в ЦАГИ выявили, что при трансзвуковых числах Мс газового потока имеет место монотонная зависимость силы сопротивления # 132 # струны от скорости газового потока. Это связано с достаточно сильной зависимостью коэффициента аэродинамического сопротивления Сх гибкого зонда (при диаметре струны 1,6… ... 2,0 мм) от чисел Мс и Re набегающего газового потока. Идеальным случаем было бы наличие зависимости действующей на зонд силы только от продольного скоростного напора газовой струи, что соответствует постоянству коэффициента сх при изменении остальных параметров - чисел Мс и Re, тангенциальной составляющей скорости, турбулентности и т.д. Для минимизации изменений по числам Re необходимо использовать зонда с фиксированным передним отрывом пограничного слоя, что определяется поперечным сечением зонда. Вместе с тем, наличие двухпараметрической зависимости силы, действующей на зонд от импульса струи и числа Мс, привело к необходимости использования двух зондов, зависимость сопротивления которых от числа Мс отличается сильно. Эта разница в зависимостях может обеспечиваться как формой поперечного сечения зонда, так и углом его установки по отношению к направлению набегающего потока (углом стреловидности). Под воздействием газового потока каждый из этих зондов испытывает воздействие усилия Рзон пропорционально газодинамическому скоростному напору ρсV2 с, коэффициенту сх и величине омываемой площади зонда S. Зонды, имеющие различные коэффициенты аэродинамического сопротивления, будут испытывать различные усилия сопротивления, соответственно Pзон. – (прямоугольное сечение) и Рзон.Δ– (треугольное сечение) : Pзон. Ј= 0,5 схρсV2с S, Рзон.Δ = 0,5 схΔ ρсV2с SΔ. Для каждого зонда методом аэродинамических продувок предварительно определяются характеристики: сх = f (Мс) и схΔ = f (Мс). В каждом цикле измеряются усилия, воспринимаемые зондами прямоугольной формы Рзон и треугольной формы РзонΔ. По этим замерам определяется параметр, характеризующий отношение усилий на зондах: - отношение коэффициентов аэродинамического сопротивления (5) сх / схΔ = (Рзон / РзонΔ) ; - отношение суммы коэффициентов к их разнице [( сх +схΔ )/( сх - схΔ )] = [(Рзон + РзонΔ)/(Рзон (6) Рзон Δ )]. По найденным значениям (5) или (6) определяется число М потока и скоростной напор на каждом из зондов: ρсV2с = 2Рзон / (сх · S ), ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ρсV2сΔ = 2РзонΔ / (схΔ· SΔ). Усредненное значение, соответствующее скоростному напору в измеряемой зоне (между зондами), определяется по формуле ρсV2с. ср = 0,5 ( ρсV2с + ρсV2сΔ). (7) Таким образом, измеряя усилие, воспринимаемое аэродинамическим зондом Рзон на срезе сопла двигателя и в дальнейшем определяя значения скоростного напора реактивного потока ρсV2с и при известных геометрических параметрах сопла можно определить тягу двигателя, используя коэффициенты аэродинамического сопротивления зондов сх. Следует отметить, что при градуировке системы измерения тяги в условиях заводского стенда, тяга двигателя измеряется прямым динамометрическим способом, при котором все силы интегрируются в узлах крепления двигателя к стенду и воспринимаются датчиками. При этом устанавливается связь между аэродинамическим усилием на зонде Рзон. и измеренной тягой двигателя Rдв ст. Полученная в условиях заводского стенда градуировочная характеристика Рзон = f (Rдв ст) при постоянных значениях частоты вращения ротора компрессора высокого давления (nвд = const) является универсальной и автоматически учитывает режимы течения на срезе сопла двигателя. 2 Система измерения тяги СИТ ТРДД ПС-90А В 2004… ... 2005 годах был разработан и изготовлен экспериментальный образец системы измерения тяги (СИТ) применительно к ТРДД ПС-90А, принцип действия которого основан на азродинамическом методе измерения полного импульса реактивного сопла с помощью гибкого и 2-х жестких зондов, установленных на срезе реактивного сопла. Система измерения СИТ включает в себя следующие основные части, рис. 1, 2. 1. Установочное кольцо предназначено для крепления на нем датчиков усилий и аэродинамических зондов, которое устанавливается на насадок реактивного сопла двигателя таким образом, чтобы внутренние поверхности зондов располагались в непосредственной близости от среза сопла двигателя. Его крепление осуществляется с помощью 5-ти тяг крепления и хомута, одетого на насадок реактивного сопла. 2. Комплект зондов состоит из одного гибкого зонда (струна диаметром 2,6 мм) и двух жестких зонда прямоугольной и треугольной формы (размер сечений: 10×15 мм у основания и 10×5 мм у вершины ), рис. 2. Рис. 1 – Основные части системы измерения тяги двигателя ПС-90А Рис. 2 – Общий вид системы измерения тяги СИТ для двигателя ПС-90А 3. Линия связи включает в себя электрические провода 4-х датчиков усилий и провода, по которым передается информация от этих датчиков в измерительный комплекс, а также провода для получения информации от штатных самолетных датчиков частоты вращения высокого (n2) давления. 4. Измерительный комплекс MIC-200 представляет собой моноблочный автономный прибор, в который входят Nоtebook, измерительные модули, а также два согласующие модуля. Пакет прикладных программ типа управляет основными рабочими функциями аппаратуры обработки и позволяет устанавливать режимы проведения измерений и обработки результатов. 3 Результаты исследования метрологических характеристик системы СИТ Целью исследований являлось получение расчетным путем оценок погрешности измерительных каналов (ИК). Обработка результатов градуировок ИК производилась с использованием индивидуальной номинальной характеристики преобразования в соответствии с ОСТ 100487-83: - определялись средние арифметические значения сигнала на выходе при прямом и обратном ходах градуировок; - производилась аппроксимация зависимости значения сигнала от создаваемой нагрузки для всего диапазона в целом либо по частям полиномом n-й степени; - в каждой контрольной точке каждого ИК определялись средние арифметические значения ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 133 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl исправленных результатов наблюдений ИК на прямом и обратном ходах; - оценивалась систематическая составляющая погрешности и вариации в каждой контрольной точке каждого ИК; - вычислялась оценка среднего квадратического отклонения случайной составляющей погрешности. При этом в соответствии с ГОСТ 8.207-76 случайные составляющие погрешности суммируются как случайные погрешности с равновероятными законами распределения. Границы погрешности ИК определялись в соответствии с ГОСТ 8.207 -76. Погрешность ИК устанавливалась как максимальное значение погрешности, наблюдаемое в контрольных точках диапазона. При этом доверительная вероятность получения этой погрешности будет не ниже доверительной вероятности Р = 0,95. - распределения погрешностей каналов измерения с датчиками жестких зондов показывает, что приведенная погрешность составляет 0,06% и 0,133% соответственно для зондов прямоуголь- 3.1 Проведение исследований в лабораторных условиях Для проведения исследования в лабораторных условиях был разработан и изготовлен имитатор установочного кольца сопловой насадок двигателя ПС-90А, представляющего балку с передвижными кронштейнами для крепления тензометрических датчиков (гибкий зонд) и датчиков (жесткие зонды), рис. 3. Градуировка всех измерительных каналов системы СИТ заключалась в воспроизведении на контрольной точке эталонного значения физической величины, визуального контроля динамики изменения результатов измерения по показаниям на установившемся режиме и последующей обработки [3]. ного и треугольного сечений во всем диапазоне измерения усилий, которые ожидаются при работе двигателя ПС-90А, рис. 5. Рис. 5 – Распределение погрешности измерительного канала в зависимости от величины нагрузки на зонд 3.2 Проведение исследований на тягоизмерительном стенде Исследования проводились на закрытом тягоизмерительном стенде № 1 ОАО «Авиадвига- Рис. 3 – Установка силопреобразующего узла с жестким зондом и грузоприемного устройства Анализ результатов показал, что: - градуировочная зависимость физической величины нагружения зондов от измеряемой величины практически линейна для всех исследуемых каналов, рис. 4; тель» при испытании двигателя ПС-90А, [4, 5], рис. 6. В результате выполненных трехкратных градуировок ИК с жесткими зондами был создан массив в виде зависимостей замеренных усилий на выходе ИК от эталонных значений тяги двигателя ПС-90А, замеренной стендовой измерительной системой (ИИС). Рис. 6 – Установка экспериментального образца системы СИТ на сопловой насадок двигателя ПС-90А Рис. 4 – Градуировочная зависимость нагружения на зонд от относительного параметра измерительного комплекса MIC-200 # 134 # Анализ результатов показал, что: - изменение усилий, действующих на зонды, установленных на срезе сопла двигателя ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl зывает, что приведенная погрешность составляет 0, 889 % и 1,38 % соответственно для зондов прямоугольного и треугольного сечений, причем эти значения приходятся на контрольную точку режима работы двигателя 0.37 Номинала, а на взлетном режиме приведенная погрешность составляет соответственно 0, 58 % и 0,92 %, рис. 9; Рис. 9 – Распределение максимальной погрешности определения тяги системой СИТ с использованием прямоугольного зонда при расчетах по всему диапазону работы двигателя (МГ-ВЗЛ) - распределения погрешностей каналов изПС-90А, адекватно изменению тяги двигателя при его работе на установившихся режимах в диапазоне от малого газа до взлетного и обратно, рис. 7; Рис. 7 – Совмещенная временная диаграмма регистрации параметров стендовой измерительной системой ИИС (Rпр, N2) и системой СИТ (Pзонд, N2) - градуировочная зависимость физической величины тяги двигателя ПС-90А от усилия, воспринимаемого жестким или гибким зондами для всех мерения с датчиками жестких зондов при работе с апроксимирующим полиномом в диапазоне ( 0,7Н – ВЗЛ - 0,7Н ) показывает, что приведенная погрешность составляет 0, 312 % и 0,439 % соответственно для зондов прямоугольного и треугольного сечений, а на взлетном режиме приведенная погрешность составляет соответственно 0, 277 % и 0, 378 %, рис. 10; силоизмерительных каналов СИТ является практически линейной в диапазоне изменения тяги от малого газа до взлетного, рис. 8; Рис. 8 – График зависимостей Рзон Рис. 10 – Распределение максимальной погрешности определения тяги системой СИТ с использованием прямоугольного зонда при расчетах по «околономинальному» диапазону работы двигателя (0,7-ВЗЛ) - обработка результатов измерений ИК с дат- , РзонΔ, Ргиб, Rпр от N2 - распределения погрешностей каналов измерения с датчиками жестких зондов при рабо- чиками гибкого зонда показала, что приведенная погрешность, полученная для трех контрольных точек (МГ, 0,7Н, ВЗЛ) составляет 0,768 % на МГ и 0,676% на взлетном режиме, рис. 11; Рис. 11 – Распределение максимальной погрешности определения тяги системой СИТ с использованием гибкого зонда при расчетах по всему диапазону работы двигателя (МГ-ВЗЛ) те с апроксимирующим полиномом в диапазоне режимов работы двигателя ( МГ – ВЗЛ - МГ ) пока- - приведенная погрешность определения тяги ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 135 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl двигателя ПС-90А2 на взлетном режиме системой СИТ с апроксимирующим полиномом (0,7Н – ВЗЛ - 0,7Н) и с учетом погрешности измерения тяги стендовой ИИС (± 0,3%) составит 0,6% и 0,7% соответственно для зондов прямоугольного и треугольного сечений. Заключение Анализ газодинамических зависимостей между параметрами потока в сечении среза сопла ГТД и реактивной тягой показывает теоретическую обоснованность рассматриваемого метода косвенного определения тяги по результатам измерения аэродинамического сопротивления зонда, помещенного в газовый поток. Приведенная погрешность измерения тяги двигателя ПС-90А на взлетном режиме системой СИТ с апроксимирующим полиномом (0,7Н – ВЗЛ - 0,7Н ) и с учетом погрешности измерения тяги стендовой ИИС (± 0,3%) составит менее 1,0%. Использование системы СИТ позволит при эксплуатации проводить контрольные испытания и отладку двигателей после переборки, ремонта и т.п., т.е. в условиях, когда отсутствует специальное стендовое оборудование для непосредственного измерения тяги. Кроме того, система СИТ будет весьма полезной для текущего или предполетного контроля состояния и параметров двигателя непосредственно на самолете, выявления и компенсации изменений, связанных с наработкой или с изменением настройкой системы регулирования. 1. Подколзин В.Г., Полунин И.М., Кулаков А.Д. Способ определения тяги сопла газотурбинного двигателя в полете и устройство для его определения. Патент на изобретение № 230302. Государственный реестр изобретений РФ 10 июня 2004 г. 2. Черкез А.Я. «Анализ возможностей и оценка рациональных средств определения реактивной тяги ВРД по результатам аэродинамических измерений в выхлопном тракте двигателя. Тех. справка № 300-07/128, ЦИАМ, 1993 г. 3. Кулаков А.Д., Полунин И.М., Попов В.В., Кулаков А.А., Бондарцев В.В. «Комплексная отладка экспериментального образца системы измерения тяги (СИТ) двигателя ПС-90А и проведение его испытаний в лабораторных условиях». Технический отчет №60-05- III, ФГУП «ЛИИ им. М.М.Громова», 2005 г. 4. Результаты испытания двигателя ПС-90А2 №93-01 (10А) по программе испытания экспериментального образца СИТ. Технический отчет № 43494 ОАО «Авиадвигатель», 2005 г. 5. Кулаков А.Д., Полунин И.М., Попов В.В., Кулаков А.А., Бондарцев В.В. «Проведение испытаний экспериментального образца СИТ двигателя ПС-90А на наземном тягоизмерительном стенде. Технический отчет № 213-05- III, ФГУП «ЛИИ им. М.М. Громова», 2005 г. Поступила в редакцию 25.07.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, с.н.с. В.И. Мельник, Федеральное государственное унитарное предприятие «ЛИИ им. М.М.Громова», Россия. Литература Анотація: На основi науково-дослiдного задiла ФГУП «ЛИИ им. М.М.Громова» та ЗАО «НМЦ НОРМА» по створенню зразків систем з аеродинамічним методом визначення тяги сопла ГТД розроблено і виготовлено експериментальний зразок системи вимiрювання тяги (СИТ) для двигуна ПС-90А. Проведено опис експериментального зразка системи вимiрювання тяги (СИТ) у земних умовах у лiтаковому розташуваннi. Принцип дiї цiєї системи заснований на прямому вимiрюванні зусилля, дiючого на аеродинамiчний зонд, розмiщенний в реактивному газовому потоцi на виходi сопла. Наведено результати дослiджень метрологiчних характеристик вимiрювальних каналiв СИТ двигуна ПС-90А під час випробування на тяговимiрювальному стендi. # 136 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Аbstract: On the basis of Gromov Flight Research Institute (GFRI) and Joint-Stock Company «НМЦ НОРМА» scientific experience on creation of samples of system with an aerodynamic method of measurement of nozzle engine thrust is developed and made experimental a sample system of measurement of thrust (СИТ) for PS-90А engine. The description experimental a sample of СИТ system for PS-90A engine in ground conditions in plane configuration is submitted. The principle of action of this system is based on direct measurement of effort of act on a gas stream on aerodynamic probe, mounted in a exhaust nozzle. Results of researches of metrological characteristics of measuring channels of СИТ system for PS90A engine at its test on thrust stand are given. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 137 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 621.438.003 Т. П. Грызлова1, Г. Ш. Пиралишвили2, В. Т. Шепель2 1 Рыбинская государственная авиационная технологическая академия им. П. А. Соловьева, Рыбинск, Россия Рыбинск, Россия 2ОАО «НПО «Сатурн», МЕТОДИЧЕСКОЕ И ПРОГРАММНОЕ ОБЕСПЕЧЕНИЕ ОБРАБОТКИ НЕСТАЦИОНАРНЫХ ПРОЦЕССОВ НА ОСНОВЕ WAVELET-АНАЛИЗА Аннотация: Эффективный спектральный анализ нестационарных сигналов в реальном времени необходим для обнаружения быстроразвивающихся неисправностей ГТД и решения множества других технических задач. Предложено решение задачи оценки частотного состава нестационарного сигнала на основе Wavelet-анализа. Представлено соответствующее методическое и программное обеспечение, в том числе, приложение Real-Time Wavelet-анализ (захват звукового сигнала). Сформулированы перспективные направления исследований характеристик Wavelet-коэффициентов для автоматической диагностики быстроразвивающихся неисправностей. Wavelet-анализ, нестационарный сигнал, быстроразвивающиеся неисправности, спектральный анализ, реальное время, звуковой сигнал Введение Анализ нестационарных сигналов, в частности, оценка изменения частотного состава сигнала как функция времени, актуален для решения практически всех задач диагностики и контроля. Основные методические недостатки спектрального анализа сигналов как стационарных процессов [1] – это трудность предварительной оценки стационарности и недостаточное разрешение по частоте при коротких реализациях. Кроме того, спектральный анализ в реальном времени быстрых и многомерных процессов требует аппаратных реализаций метода. Анализ сигналов как нестационарных связан с еще более трудоемкими вычислениями. Для эффективной обработки требуется знать модель нестационарности. Одним из методов выделения участков для обработки могла бы стать предварительная сегментация, но точность разрешения по времени и частоте при анализе нестационарных сигналов будет зависеть от свойств сигнала, от длины участков квазистационарности. Качество спектрального анализа можно повысить, если использовать при его проведении модели исследуемых процессов [2]. Однако анализ сложных диагностических сигналов, формируемых при функционировании технических систем и подключении к ним систем специальных датчиков, проводится в условиях неопределенности состояния диагностируемого объекта, т. е. модели функ- ционирования. Как правило, неизвестны модели элементарных сигналов, неизвестны законы взаимодействия элементарных сигналов, недостаточна длительность элементарных сигналов для эффективного разрешения по частоте, элементы сигнала могут быть переходными процессами, переходы между элементарными сигналами могут быть недостаточно выражены. Необходимость до проведения спектрального анализа сложных нестационарных сигналов операции выделения отдельных компонент не вызывает сомнений. В отличие от спектрального анализа, при Wavelet-анализе не требуется модифицировать алгоритмы в зависимости от того, является ли исследуемый процесс стационарным или нестационарным, составным или сложным. Метод анализа не меняется в зависимости от характеристики процесса. Наоборот, Wavelet-анализ позволяет определить структуру сигнала, выполнить его разделение на квазистационарные участки. Предлагаются методические и программные решения задачи оценки спектрального состава нестационарного сигнала на основе Wavelet-преобразований сигнала в иерархию последовательностей Wavelet-коэффициентов различных уровней. Если под анализом понимать не только выполнение Wavelet-преобразования, но и получение на его основе выводов о специфике соответствующего процесса или объекта, то окажется, что практических рекомендаций по интерпретации результатов © Т. П. Грызлова, Г. Ш. Пиралишвили, В. Т. Шепель 2006 г. # 138 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl анализа в литературе не так и много. Анализ различных функций с помощью вейвлетов позволяет выявить фрактальные свойства, особенности функции и т.п. [3]. Wavelet-анализ успешно использовался для формирования диагностических признаков в задаче оценки технического состояния подшипников трансмиссии ГТД [4]. Актуальна разработка практических рекомендаций и интерпретации результатов Wavelet-преобразований. В [3] приведен достаточно большой обзор использования Wavelet-анализа в различных областях. Остановимся на применении многомасштабного Wavelet-анализа в авиации (двигатели). Изменение давления в компрессоре авиационного двигателя является очень сложным физическим сигналом, зависящим от времени. Целью анализа было обнаружение предвестников, приводящих к разрушению двигателя при развитии помпажа, вызванного возмущениями в потоке поступающего в него воздуха во время маневра самолета или вертолета или из-за турбулентностей в воздухе. Попытки предсказать помпаж с помощью анемометров дали указание на появление возможных предвестников всего за 10 мс, чего недостаточно для проведения каких-либо действий по предупреждению аварии. Wavelet-анализ изменения давления в компрессоре ГТД позволяет обнаружить признаки неустойчивости и развития помпажа [5] за 1 -2 сек. до появления нарушений в работе двигателя. Поскольку сигнал флюктуирует во времени, флюктуируют и Wavelet-коэффициенты. Мерой флюктуаций является дисперсия распределения Wavelet-коэффициентов на разных масштабах. На одном из масштабов было обнаружено заметное резкое падение дисперсии распределения Waveletкоэффициентов, происходящее примерно за 1-2 сек. до того, как появятся нарушения в работе двигателя. Предвестник помпажа появляется в виде максимума изменения дисперсии Wavelet-коэффициентов и последующего заметного (около 40%) падения дисперсии примерно за 1-2 сек до начала помпажа, т.е. резкого роста флюктуаций давления и его дисперсии. При перемешивании исходного набора данных не получается такого эффекта для дисперсии Wavelet-коэффициентов, что указывает на динамическую природу наблюдаемого эффекта. Тонкие методы спектрального анализа, например, фазовый метод диагностики, успешно применяются для диагностики флаттера и предфлаттерного состояния РК [6, 7]. Для диагностики рассматриваются аэроупругие связанные колебания, оцениваются логарифмические декременты вперед и назад бегущих волн, для идентификации вперед бегущей волны, являющейся предвестником флат- тера, используются анализ тонкой структуры энергетических спектров, функции когерентности и оценки сдвигов фаз вибродеформаций соседних лопаток, а также узкополосная фильтрация [8]. Авторами [6 – 8] за 25 лет проделан большой объем значимых практических и теоретических исследований, которые в области Wavelet-анализа процессов в элементах ГТД еще только предстоит выполнить. Отказаться от Wavelet-анализа не позволяет следующий фактор: Wavelet-преобразования, особенно в базисе Хаара, на несколько порядков проще спектральных. Возможен Wavelet-анализ в реальном времени на обычных ПК, т.е. не требуется специальное аппаратное обеспечение, как в [8]. Аппаратная реализация Wavelet-анализа, если она потребуется, будет проще, дешевле, надежнее, чем аппаратный спектральный анализ. Целью настоящей работы была разработка методического и программного обеспечения Waveletанализа, что является необходимым шагом для его эффективного внедрения в различных областях. Разработанное ПО дает возможность проверки на практике целесообразности замены спектрального анализа многоуровневым анализом, позволяет изучить явление с разных точек зрения, углубить представления об объектах диагностики, подготовить основу для автоматического распознавания различных явлений или состояний сложных объектов. 1 Программное обеспечение Wavelet-анализа W avelet-преобразования сигнала длиной N = 2 n отсчетов в n = log 2 N последовательностей Wavelet-коэффициентов различных уровней ( s 0N −1 a w 0 , w ′0 , w10 ,..., w 0N / 4−1 , w 0N / 2−1 ) можно получить: усредняя и детализируя дискретные последовательности; с помощью низкочастотной и высокочастотной фильтрации; используя различные разрешения или на основе масштабирующих функций и Wavelet-функций. w 0K −1 – результаты преобразования, последовательности Wavelet-коэффициентов одного уровj ня. Их длина равна K = N / 2 , где j – номер уров- ня. Последовательности w 0K −1 представляют колебания определенного частотного диапазона. Для интерпретации в частотной области необходимо знать частоту дискретизации. Первый уровень w 0N / 2−1 соответствует половине частоты дискретизации f д / 2 , следующий – f д / 4 , и т. д., после- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 139 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl дний уровень соответствует нулевой частоте (среднему значению сигнала w 0 ). В общем виде частота колебаний j-того уровня определяется формулой f д / 2 j . Не всегда целесообразно анализировать длинные выборки, так как низкие частоты, им соответствующие, не представляют практического интереса. Нами предложен ряд двухмерных представлений Wavelet-коэффициентов (рис. 1 – рис. 4), удобных для анализа как во временной области (ось t), так и в частотной области (номер уровня и частота). Эти представления реализованы в ПО для обработки и анализа нестационарных динамических процессов на основе Wavelet-преобразований. Приложения Bearing и BRecognize предназначены, в первую очередь, для диагностики технического состояния подшипников трансмиссии, поэтому алгоритмы Wavelet-анализа были разработаны специально для этой задачи. Приложения WAnalysis и RTS-WAnalysis разработаны как ПО для решения широкого класса задач, в частности, диагностики быстроразвивающихся неисправностей ГТД. Например, программное обеспечение WAnalysis реализует все 4 метода преобразований, перечисленные выше, и выполняет следующие функции: - прямое и обратное Wavelet-преобразование сигнала с произвольным количеством уровней разложения; - сохранение в файл результатов Wavelet-преобразования сигнала; - Wavelet-преобразования Хаара, Добеши, преобразования в произвольном Wavelet-базисе, определяемом пользователем; - визуализация результатов Wavelet-преобразования сигнала несколькими способами; - сравнительный анализ результатов Waveletпреобразования для нескольких сигналов; - параллельный анализ нескольких сигналов одновременно. ПО Bearing и BRecognize разработано на языке C++ Builder и исполняется под операционными системами семейства Windows. ПО WAnalysis и RTS-WAnalysis выполняется под операционными системами семейства Windows с поддержкой .NET платформы. ПО разработано на языке С# в среде Visual Studio .NET (табл. 1). 3 Сопоставление результатов Wavelet-анализа и ДПФ Практическое использование требует сопоставления результатов Wavelet-анализа со спектральным анализом. Во многих приложениях, особенно для нестационарных сигналов интересуются частотным содержанием сигнала, локальным во времени, т.е. стремятся узнать, какие частоты важны в данный момент времени. Для примера были взяты конкатенации 4-х гармоник, случайного сигнала и гармоники 100 Гц, гармоника 500 Гц, манипулированная по амплитуде (рис. 1). Над этими сигналами в табличном процессоре Excel было выполнено ДПФ, Wavelet-представления были получены в приложении WAnalysis. Рис. 1 – Тестовые сигналы для сопоставления спектраль- Таблица 1 Приложения Wavelet-анализа Приложение Выборки данных Максим. Тип Источник Формирование признаков ДиагРеальное ностиВремя ка Bearing Файлы (выбор про- 4096 * колич. Фиксир. данных странства и оборотов обучение) Дополнительные функции Выбор информативных признаков и пространств, обучение Да, статические Да Нет 4096 * колич. Файлы Фиксир. (обученное оборотов данных приложение) Да, статические Да Нет WAnalysis 32768, скольФайлы Фиксир. зящая данных Да, статические Стадия разработки Нет Моделирование, аппроксимация, кодирование RTSWAnalysis Произв. Захват звука, файлы данных Небольшое количество, динамические Исследование Да Кодирование BRecognize Перем. ного анализа и Wavelet-анализа. На Wavelet-представлениях можно четко обнаружить момент смены характера процесса: частоты гармоники (рис. 2a), типа процесса (рис. 3a), изменения амплитуды колебания # 140 # (рис. 4b). Очевидно, что спектральные представления в этих случаях оказываются бесполезны. Wavelet-анализ имеет преимущество перед преобразованием Фурье прежде всего за счет свойств локальности вейвлетов. В Фурье-анализе используют функции, определенные на всей вещественной оси, ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl в то время как вейвлеты строго локализованы. Преобразование Фурье не дает никакой информации о месте, где изменились частота (рис. 2b), или амплитуда (рис. 4a), или тип процес- са (рис. 3b), в то время как с помощью Waveletпредставления этот момент времени можно определить по резкому изменению Wavelet-коэффициентов на одном или нескольких уровнях. На рис. 4b увеличение коэффициентов представляется усилением контраста. Рис. 2a – Wavelet-коэффициенты конкатенации гармоник с частотами 625 Гц и 312,5 Гц Рис. 2b – Спектр конкатенации гармоник с частотами 625 Гц, 312,5 Гц, 156,25 Гц и 78,125 Гц Необходимость использования иных функций подчеркивалась Л.И. Мандельштамом, который считал, что физическое значение преобразования Фурье в большой мере связано с резонансными свойствами линейных систем с постоянными параметрами, при переходе к линейным системам с переменными параметрами разложение Фурье перестает быть целесообразным. Разложение по вейвлетам позволяет определить положение особенностей функции, наблюдая их в тех точках, где Wavelet-коэффициенты имеют большую величину | 256 (0,0256 “) (рис. 2a, 3a, 4b). Приведенные примеры являются модельными. Конечно, изменение параметров гармоник или типа процесса можно определить и по осциллограммам (рис. 1), вообще не прибегая к спектральным представлениям. Но, во-первых, обычно требуется определить как момент разладки, так и частотный состав сигнала. А во-вторых, на практике мы имеем дело с гораздо более сложными случаями. На рис. 5 показано Wavelet-представление речевого сигнала. Легко определяется момент смены диктора, отмеченный всплеском Wavelet-коэффициентов на всех уровнях. Такую убедительную оценку момента времени разладки могут дать только Wavelet-коэффициенты. Рис. 3a – Wavelet-коэффициенты конкатенации случайного процесса и гармоники с частотой 100 Гц Рис. 3b – Спектр конкатенации случайного процесса и гармоники с частотой 100 Гц Рис. 4a – Спектр гармоники с частотой 500 Гц, манипулированной по амплитуде Рис. 4b – Wavelet-коэффициенты гармоники с частотой 500 Гц, манипулированной по амплитуде Рис. 5 – Wavelet-коэффициенты речевого процесса (показан момент смены диктора) Заключение Многомасштабный анализ оказался очень полезным методом анализа нестационарных сигналов на разных масштабах в точно определенных 768 (0,07686 “) точках. Разработанное ПО позволяет проводить ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 141 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl - автоматическая диагностика изменения состояния по Wavelet-коэффициентам. Литература многоцелевые исследования как практического, так и теоретического плана для многочисленных задач и применений. Основными направлениями совершенствования и развития предложенных решений являются: - разработка аппаратуры Wavelet-анализа многомерных и векторных сигналов; 1. Дж. Бендат, А. Пирсол. Прикладной анализ случайных данных. – М.: Мир, 1989 2. С. Л. Марпл-мл. Цифровой спектральный анализ и его приложения. – М.: Мир, 1990 3. И.М. Дремин, О.В. Иванов, В.А. Нечитайло. Вейвлеты и их использование. – Успехи физических наук, т. 171, 2001. № 5 4. Шепель В. Т., Комаров Б. И., Грызлова Т. П. Wavelet-анализ для диагностики технического состояния трансмиссионных подшипников газотурбинных двигателей. // Авиационно-космическая техника и технология, № 10 (26). – Харьков, ХАИ, 2005. 5. Dremin I.M., Furletov V.I., Ivanov O.V. et al. Control Ingineering Practice, 2001 6. Сачин В.М. К вопросу об определении декрементов связанных аэроупругих колебаний рабочего колеса компрессора. В сб. Аэроупругость лопаток турбомашин. Вып. 2. (Труды ЦИАМ № 1064). – М.: ЦИАМ, 1983 7. Сачин В.М., Шатохин А.Г. Исследование декрементов связанных аэроупругих колебаний рабочего колеса компрессора. В сб. Аэроупругость лопаток турбомашин. Вып. 2. (Труды ЦИАМ № 1064). – М.: ЦИАМ, 1983 8. В.М. Сачин, В.И. Иванов, Э.Г. Намсараев, В.А. Сеземин, А.А. Ставицкий. Модернизация системы диагностики связанных колебаний рабочих колес компрессоров на основе анализа межлопаточных сдвигов фаз. II международная научно-техническая конференция «Авиадвигатели XXI века». Сб. тезисов, т. 2. М.: ЦИАМ, 2005 Поступила в редакцию 31.05.06 г. Рецензент: д. т. н., профессор В. И. Герцев - моделирование алгоритмов Wavelet-анализа многомерных и векторных сигналов; - анализ связанных колебаний; # 142 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Анотація: Эфективний спектральний аналіз нестаціонарних сигналів у реальному часі необхідний для визначення несправностей ГТД, що швидко розвиваються та рішення безліч інших технічниих задач. Пропоновано вирішення задачі оцінки частотного змісту нестаціонарного сигналу на основі Wavelet-аналізу. Представлено відповідне методичне та програмне забезпечення, у тому числі, ПЗ Real-Time Wavelet-аналізу (захоплення звукового сигналу). Сформульовані перспективні напрямки досліджень характеристик Waveletкоефіцієнтів для автоматичної діагностики несправностей, що швидко розвиваються. Abstract: Real-time effective spectrum analysis of non-steady signal is necessary for disclosure of rapidly upcoming engine failure and for solving other technical problems. Solving of frequency structure non-steady signal valuation problem based on wavelet analysis. Methodical and program software including Real time Wavelet analysis (sound signal capture) are presented. Perspective directions of Wavelet-coefficients characteristics analyses for automatic diagnostics of rapidly upcoming failures are presented. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 – 143 – ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 532.528:621.671 Ю.А. Жулай Институт транспортных систем и технологий НАН Украины, Украина ДИНАМИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ ШНЕКОЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА В РЕЖИМЕ КАВИТАЦИОННЫХ АВТОКОЛЕБАНИЙ Аннотация: В работе представлены данные испытаний шнеко-центробежного насоса в режиме кавитационных автоколебаний. Экспериментально определены зависимости частоты и амплитуды колебаний давлений от давления на входе в насос, что позволяет расчетно-экспериментальным путем определить ряд параметров, входящих в динамическую модель кавитирующего шнеко-центробежного насоса. Установлена атипичная форма границ устойчивой работы насоса, требующая дополнительных теоретических исследований. Насосная система, кавитационные автоколебания, частота, амплитуда, область существования кавитационных автоколебаний Постановка проблемы и её связь с научнопрактическими задачами Высокооборотные шнеко-центробежные насосы широко применяются в технике, в первую очередь в ракетно-космической, авиационной, а также судостроении, химическом машиностроении и энергетике. Высокая частота вращения шнеко-центробежного насоса, как правило, приводит к его работе в режиме скрытой кавитации. Характер кавитации в проточной части насоса довольно сложный и многообразный. Это обусловливается пространственностью течения, наличием резких поворотов, щелевых зазоров и т.д. Все это способствует образованию местных повышений скоростей потока, его отрыва и вихревых зон. Кавитация возникает в тех областях проточной части насоса, где местное статическое давление снижается до некоторого критического, равного или близкого к давлению насыщенных паров жидкости. Не оказывая заметного влияния на статические параметры насоса (напор, КПД и т.д.) в рабочем диапазоне давления на входе, кавитация приводит к изменению динамических характеристик системы. Скрытая кавитация, снижая собственную частоту колебания жидкости в питающей магистрали насоса за счет сравнительно большой податливости каверн, при определенных условиях может вызвать самовозбуждение колебаний расхода и давления в диапазоне частот 4-50 Гц с амплитудами колебаний, соизмеримыми со статическими значениями входного давления. Это затрудняет, а иногда делает невозможной нормальную работу на© Ю.А. Жулай 2006 г. # 144 # сосного агрегата. В связи с вышеизложенным, определение частот и амплитуд колебаний расхода и давления жидкости в питающей магистрали, а также области существования кавитационных автоколебаний насосной системы, в плоскости её режимных параметров, для каждого конкретного изделия имеет важное практическое значение. Обзор публикаций и анализ нерешенных задач. В работе [1] приведены две формы границ области устойчивой работы насоса в плоскости параметров относительный расход Q / Q ном – входное давление Р1, часто встречающиеся в практике ракетного двигателестроения. Указанные формы границ были получены на основании расчетов и результатов испытаний по определению кавитационных (при различных расходах) и внешних (при различных давлениях) характеристик. На рис.1 (заимствованным из работы [1]) представлена граница области устойчивой работы насоса, которая соответствует теоретическим представлениям, исходящим из бескавитационных условий работы центробежного колеса. Область существования кавитационных автоколебаний в плоскости указанных параметров имеет треугольную форму и сужается с увеличением расхода. В случае, когда центробежное колесо на номинальном и повышенном расходах работает в режиме частичной кавитации из-за уменьшения напора шнека, граница области устойчивой работы насоса отличается от приведенной выше (см. рис. 2 [1]). Так, с увеличением расхода до значения ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Q ≈ 0,8Qном область неустойчивости системы сужается, а затем расширяется и смещается в сторону больших входных давлений. Рис.1 – Экспериментальные границы области устойчивости системы в плоскости параметров Q / Q ном – P1 для насоса № 1 с углом установки лопасти шнека β = что на режимах с интенсивными обратными токами (при значении коэффициента режима q < 0,5 [2]) ряд параметров, входящих в динамическую модель кавитационных автоколебаний, можно определить только расчетно-экспериментальным путем. Таким образом, знание этих параметров в каждом конкретном случае является актуальной задачей. Целью настоящей работы является экспериментальное определение зависимостей «размаха» и частот колебаний давления жидкости от давления на входе в насос и границ области существования автоколебаний системы. Изложение основного материала ( ⎯ – расчет; В качестве объекта испытания использовался шнеко-центробежный насос штатной конструкции с двухрядным винтовым шнеком постоянного шага, геометрические и режимные параметры которого приведены в таблице 1. Испытания насоса проводились по обычным программам снятия кавитационных характеристик на расхода Q = (0,4 ÷ 1,4)Q ном с шагом ΔQ ≈ 0,2Qном на гидравлическом стенде, схема которого представлена на рис. 3. 8°09′ o – эксперимент) • Рис.2. Экспериментальные границы области устойчивости системы в плоскости параметров Q / Q ном – P1 для Таблица 1 Геометрические и режимные параметры шнекоцентробежного насоса Рис.3 – Схема гидравлического стенда 1 – питающий трубопровод; 2 – проточный ресивер; 3 – шнеко-центробежный насос; 4 – напорный трубопровод; 5 – датчик мгновенного расхода жидкости; 6 – датчики Наименование параметра насоса № 2 с углом установки лопасти шнека β = 8°09′ ( ⎯ – расчет; • o – эксперимент) Здесь же приведены данные по определению изменения частот и амплитуд кавитационных автоколебаний в зависимости от режимных параметров работы насоса и влияние конструктивных параметров шнека на устойчивость системы. Указывается, Наружный диаметр шнека Диаметр втулки шнека Шаг винтовой линии Длина шнека Число заходов Наружный диаметр колеса Частота вращения Номинальный расход Напор Коэффициент режима Угол установки лопасти шнека Угол атаки Давление кавитационного срыва Коэффициент степени развития кавитации Коэффициент Руднева ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 Условное обозначение Размерность Значение параметра Dш мм 120 dвт S lш z мм мм мм 45 54 106 2 Dк мм 174 n Qн Н qном 12900 52,8⋅10-3 830 0,44 αном 1/с м3/с м — градус градус Pср МПа 0,051 λш — 0,0357 Скрш — 4447 βл 11°46′ 6°12′ – 145 – ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl 212 ΔP1 P1 10 1 6 6 4 2 q = 0,666 q = 0,62 1234563 6 7- 7 8 5 4 5 2 q = 0,533 q = 0,44 q = 0,355 q = 0,266 q = 0,175 0 0 уровня воздушной подушки в ресивере; 7 – воздушная магистраль Учитывая, что устойчивость системы «шнекоцентробежный насос – трубопроводы» в существенной мере определяется параметрами питающего трубопровода 1 (гидравлическим и инерционным сопротивлениями), с целью возбуждения кавитационных автоколебаний в нём был установлен проточный ресивер 2 объемом 0,3 м3 на расстоянии 1,2 м от входа в насос с объемом газовой подушки — 0,2 м3. Это позволило обеспечить самовозбуждение кавитационных автоколебаний в определенном диапазоне изменений входного давления P1 и коэффициента режима q. Шнеко-центробежный насос 3 приводился во вращение электродвигателем через мультипликатор. Уровень воздушной подушки в ресивере 2 контролировался индикаторами уровня 6 и поддерживался заданным наддувом или дренажем воздуха через магистраль 7, запитанную от пневмопульта. Кроме обычных измерений статических давлений на входе P1 и выходе P2 из насоса и шнека Pш, а также объемного расхода через насос Q , проводились замеры их динамических значений стандартными средствами. Испытания проводились на модельном режиме по частоте вращения nм =11000 1/с. На рис. 4 приведены экспериментальные зависимости относительного размаха 2ΔP1 P1 max − P1 min = P1 P1 и частоты f (рис.5) автоколебаний входного давления от числа кавитации K, полученные для значений коэффициента режима в диапазоне q = 0,175 ÷ 0,666. Рис.4 – Экспериментальные зависимости относительного размаха кавитационных автоколебаний от числа кавитации для различных значений коэффициентов режима, без обратных токов (q = 0,533 ÷ 0,666) и с обратными токами на входе в насос (q = 0,44 ÷ 0,175) # 146 # 0,02 0,04 0,06 0,1 К 0,08 Коэффициент режима q и число кавитации К определялись по формулам: q = 1− P − PS α ; K= 1 , βл W12 ρ 2 где PS и ρ — соответственно давление насыщенных паров и плотность жидкости, W1 — относительная скорость жидкости на входе в насос. Рис. 5 – Экспериментальные зависимости частоты кавитационных автоколебаний от числа кавитации для различных значений коэффициентов режима Характер этих зависимостей — линейная завиf, 40 Гц 3 35 1 30 4 25 5 20 5 15 2 6 10 5 6 0 0 0,02 1234567- q = 0,666 q = 0,62 q = 0,533 q = 0,44 q = 0,355 q = 0,266 q = 0,175 7 0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 К симость частоты f = f(K) и нелинейная (с максимумом) зависимость относительного размаха автоколебаний 2ΔP1 = f (K ) не оставляет сомнений в том, P1 что возбуждаются именно кавитационные автоколебания, которые существуют в широком диапазоне изменения чисел кавитации на входе в насос. Этот вывод также подтверждается представленной копией участка осциллограммы (рис.6) с записью параметров кавитационных автоколебаний. Видно, что колебания имеют форму, характерную для развитых кавитационных колебаний. ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Рис.6 – Копия участка осциллограммы с записью колебаний давлений на входе и выходе из насоса при коэффициенте режима q = 0,44 Анализ протоколов испытаний и графических материалов, представленных на рис.4, показыва- ниям, изложенным в [1], и подлежит более тщательному теоретическому исследованию. Рис. 7 – Экспериментальные области существования кавитационных автоколебаний системы «шнеко-центробежный насос – трубопроводы» в плоскости режимных параметров «относительный расход давление на входе в насос Р2 Р1 “0В” 500 Гц “0” Р1, Р2 Р1 = 0,112 МПа Q н = 0,0429 м 3 /с К = 0,044 Q / Q ном – P1 ». Выводы P1 , МПа 0,25 0,20 ет, что при значениях коэффициента режима: q = 0,666 – наблюдаются развитые кавитационные автоколебания в диапазоне изменения К = 0,0295 ÷ 0,0497 с максимальной относительной двойной амплитудой колебаний давления 2ΔР1/Р1 = 2,1 при К = 0,0497; q = 0,622 – наблюдаются два неустойчивых режима работы с максимальным значением 2ΔР1/Р1 = 2,1 при К = 0,468; q = 0,533 – кавитационные автоколебания наблюдаются в широком диапазоне изменения К = 0,0902 ÷ 0,0239 с максимальным значением 2ΔР1/ Р1 = 2,86 при К = 0,0475; q = 0,44 – кавитационные автоколебания наблюдаются в диапазоне изменения К = 0,01024 ÷ 0,0119 с максимальным значением 2ΔР1/Р1 = 4,8 при К = 0,0333; q = 0,355 – наблюдаются две зоны неустойчивой работы системы при К = 0,0854 ÷ 0,0594 с максимальными значениями 2ΔР1/Р1 ≤ 0,7 и при К = 0,0224 ÷ 0,0168, 2ΔР1/Р1 ≤ 3,5; q = 0,266 – наблюдаются две зоны неустойчивой работы системы при К = 0,08 ÷ 0,0709 с максимальными значениями 2ΔР1/Р1 = 0,8 и при К = 0,0257 ÷ 0,0108, 2ΔР1/Р1 = 6,3; q = 0,175 – система неустойчива в диапазоне изменения К = 0,0413–0,0119 с максимальным 2ΔР1/Р1 = 10,2. На рис.7 приведены экспериментальные области существования автоколебаний системы «шнеко-центробежный насос – трубопроводы» в плоскости режимных параметров «относительный расход Q / Q ном – давление на входе в насос P1 ». Темные точки обозначают режимы с кавитационными автоколебаниями, светлые – устойчивые режимы. Приведенная форма области неустойчивости работы шнеко-центробежного насоса (автоколебаний) не соответствует теоретическим представле- 0,15 0,10 0,05 0 Q/Q ном Установлено влияние давления на входе в насос (число кавитации), режима работы (параметра q) на частоту и амплитуду кавитационных автоколебаний. Зависимости частоты от входного давления (числа кавитации) могут служить базой для расчетно-экспериментального определения параметров, характеризующих кавитационное течение в насосе на режимах с обратными токами: упругость кавитационных каверн, кавитационное сопротивление при входе жидкости в межлопаточные каналы шнека, коэффициент инерционного сопротивления межлопастных каналов шнека на участке роста каверны, постоянная времени кавитационных каверн. Для режимов работы насоса с обратными течениями это единственный способ определения этих параметров, входящих в динамическую модель кавитирующих насосов. На основании результатов испытаний по снятию кавитационных (при различных значениях расхода) и напорных (при различных входных давлениях) характеристик насоса экспериментально определена область существования автоколебаний гидравлической системы в плоскости параметров «относительный расход – давление на входе в насос». Указанная область существования автоколебаний позволяет дать оценку эффективности различных средств повышения устойчивости работы шне0,2 0,4 ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 # 147 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ко-центробежного насоса, в том числе байпасного трубопровода с суперкаверной [3-4], и выяснить влияние конструктивных параметров шнека и системы в целом на устойчивость ее работы. Перспективы дальнейших исследований в данном направлении. Обращает на себя внимание качественное отличие формы области существования кавитационных автоколебаний от ранее полученных – можно говорить об аномальной форме. Этот вопрос требует отдельного рассмотрения в теоретическом плане. ной системы питания с помощью установки байпасного демпфирующего трубопровода с суперкаверной // Авиационно-космическая техника и технология, – 2005. – № 6 (22). – С.55-62. Поступила в редакцию 30.05.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук. проф. В.А.Задонцев, Институт транспортных систем и технологий НАН Украины (ИТСТ НАНУ), Днепропетровск Литература 1. Пилипенко В.В., Задонцев В.А., Натанзон М.С. Кавитационные автоколебания и динамика гидросистем. – М.: Машиностроение, 1977. – 352 с. 2. Петров В.И., Чебаевский В.Ф. Кавитация в высокооборотных лопастных насосах. – М.: Машиностроение, 1982. – 192 с. 3. Жулай Ю.А., Запольский Л.Г. Экспериментальное исследование влияния байпасного демпфирующего трубопровода на устойчивость насосной системы питания // Сб. науч. трудов ДНУ «Проблемы высокотемпературной техники». Днепропетровск, 2004. – С.76-82. 4. Жулай Ю.А., Пилипенко О.В., Запольский Л.Г. Расширение границы области устойчивости насос- Анотація: У роботі представлені дані випробувань шнеко-центробіжного насоса у режимі кавітаційних автоколивань. Експериментально визначені залежності частоти та амплітуди коливань тисків від тиску на вході в насос, що дозволяє розрахунково-експериментальним шляхом визначити ряд параметрів, що входять у динамічну модель кавітуючого шнеко-центробіжного насоса. Установлена атипова форма границь усталеної роботи насоса, що вимагає додаткових теоретичних досліджень. Abstract: The paper gives test data on screw-centrifugal pump under cavitation auto-oscillations. Pressure- oscillation frequency and amplitude dependences on the pressure at the pump inlet are found experimentally, thus enabling experimental and computational determination of a number of parameters that enter dynamic model of the cavitation screw-centrifugal pump. Atypical shape of boundaries for the pump operation stability that calls for extra theoretical studies is found. # 148 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 629.7.036:539.4 Н.Н. Костин, А.В. Шереметьев ГП ЗМКБ “Прогресс” им. А.Г. Ивченко, Украина ИСПЫТАНИЯ НА ПРОЧНОСТЬ РОТОРОВ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ Аннотация: В работе проанализированы результаты испытаний на прочность роторов различных авиационных двигателей, выполнен сравнительный анализ запасов прочности наиболее нагруженных деталей роторов. Показано, что для роторов новых авиационных двигателей испытания на прочность при превышении частот вращения можно оценивать расчетно-экспериментальным методом, с учетом проведенных испытаний на серийных двигателях. Авиационные двигатели, испытания на прочность, запасы прочности, механические свойства материала Введение Для роторов нового авиационного двигателя испытания на прочность при превышении частот вращения можно оценивать расчетно-экспериментальным методом, с учетом проведенных испытаний на серийных двигателях. Для обеспечения безопасности полетов самолетов и вертолетов проводятся специальные проверки авиационных двигателей. При этом особое внимание обращается на испытания по проверке прочности деталей и узлов двигателей. Одним из них является испытание роторов двигателя при повышенной частоте вращения. Как правило, она составляет 115 % от максимально допустимой в эксплуатации частоты вращения ротора. В работе выполнен анализ результатов испытаний серийных авиационных двигателей, для которых были проведены указанные выше испытания. Кроме этого выполнен сравнительный анализ запасов прочности наиболее нагруженных деталей роторов - дисков. Показана возможность замены испытаний на прочность при повышенной частоте вращения роторов нового авиационного двигателя расчетно-экспериментальными исследованиями. 1 Формулирование проблемы Испытания роторов на прочность при повышенной частоте вращения проводятся на установке или в составе двигателя. Наиболее близким для имитации нагружения деталей роторов к эксплуатации двигателя с максимально возможными параметрами (кроме частоты вращения, которая увеличена) является испытание роторов в составе авиационного двигателя. Такие испытания были проведены для роторов авиационных двигателей АИ-25, А И 2 5 Т Л , Д-36, Д-18Т, ДВ2, Д-436(Т1,ТП) и других, которые были спроектированы на предприятии ГП «Ивченко-Прогресс». При этом после испытаний трещины и разрушения в деталях роторов отсутствовали. Стоимость проведения подобных испытаний велика. Поэтому в данной работе показана возможность оценки прочности деталей роторов расчетно-экспериментальным методом без проведения дополнительных испытаний. Это возможно при использовании расчетов на прочность деталей роторов и сравнительного анализа их запасов прочности относительно серийных двигателей, для которых успешно проведены указанные выше испытания. 2 Решение проблемы Для двигателей АИ-25, АИ-25ТЛ, Д-36, Д-18Т, ДВ2, Д-436 (Т1,ТП) выполнен значительный объем испытаний, в том числе и испытания на прочность роторов двигателей при частотах вращения, составляющих 115 % от максимальных допустимых в эксплуатации. Испытания были успешными, после испытаний в деталях роторов трещины и разрушения отсутствовали. Следует отметить, что для всех указанных двигателей запасы прочности деталей роторов достаточны для надежной работы на назначенные ресурсы этих двигателей, что подтверждено испытаниями на стендах и длительной эксплуатацией приведенных выше авиационных двигателей в составе самолетов. При этом наиболее нагруженные элементы роторов (диски) имеют конструктивно подобное исполнение, а физические процессы (температурное распределение, изменение температур с течением времени, нагружение дисков контур- © Н.Н. Костин, А.В. Шереметьев 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 149 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ной нагрузкой от рабочих лопаток и другие), протекающие в дисках, сходны. Наиболее нагруженные детали роторов – диски. Выберем для каждого двигателя диск с минимальными запасами по прочности. Выполним сравнительный анализ относительных запасов прочности дисков с минимальными запасами для различных двигателей. Для этого приведем на рисунке 1 запасы прочности по разрушающей частоте вращения в меридиональном сечении относительно диска двигателя ДВ2, для которого указанный запас прочности меньше, чем у других рассматриваемых двигателей. При этом К1= КВ1i/К*В1, где КВ1i – запас прочности по разрушающей частоте вращения в меридиональном сечении для рассматриваемого двигателя, К*В1 - запас прочности по разрушающей частоте вращения в меридиональном сечении диска двигателя ДВ2. Рис. 1 – Относительные запасы прочности по разрушающей частоте вращения в меридиональном сечении диска На рисунке 2 приведены запасы прочности по разрушающей частоте вращения в цилиндрическом сечении относительно диска двигателя АИ25, для которого указанный запас прочности меньше, чем для других рассматриваемых двигателей. При этом К2= КВ2i/К*В2, где КВ2i – запас прочности по разрушающей частоте вращения в цилиндрическом сечении диска для рассматриваемого двигателя, К*В2 - запас прочности по разрушающей частоте вращения в цилиндрическом сечении диска для двигателя АИ-25. Рис. 2 – Относительные запасы прочности по разрушающей частоте вращения в цилиндрическом сечении диска # 150 # Диски с такими запасами прочности показали свою работоспособность как при испытаниях при повышенной частоте вращения, так и при работе на большие длительности. Для роторов серийных двигателей, приведенных выше, проведены расчеты на прочность методом конечных элементов. Для примера на рисунках 3 ... …5 приведены радиальные перемещения и деформированное состояние, распределение эквивалентных напряжений в деталях ротора ТВД двигателя Д-18Т, полученное в результате расчетов методом конечных элементов в осесимметричной постановке при частоте вращения, составляющей 115 % от максимально допустимой в эксплуатации. Уровень напряжений, запасы прочности и деформированное состояние деталей ротора ТВД достаточны для проведения испытания с превышением максимально допустимой частоты вращения в составе двигателя. Расчеты на прочность методом конечных элементов были проведены также и для других роторов серийных авиационных двигателей, для которых были проведены испытания с превышением максимально допустимых в эксплуатации частот вращения. При конструировании новых авиационных двигателей используется опыт конструирования и эксплуатации серийных двигателей, имеющих большую наработку. Рассмотрим наработку серийных двигателей, указанных выше и спроектированных на предприятии ГП «Ивченко-Прогресс». Рис.3 – Радиальные перемещения и деформированное состояние деталей ротора ТВД двигателя Д-18Т при n = 1,15nmах Рис.4 – Эквивалентные напряжения в деталях ротора ТВД двигателя Д-18Т при n = 1,15nmах Рис.5 – Эквивалентные напряжения в диске ТВД двигателя Д-18Т при n = 1,15nmах Суммарная наработка двигателей АИ-25 в со- ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ставе самолетов составляет более 60 миллионов часов. Назначенный ресурс указанного двигателя двигателя – 24000 часов. Двигатели Д-18Т имеют наработку более 1,2 миллиона часов. Назначенный ресурс двигателя – 24000 часов. Двигатели АИ-25ТЛ, с назначенным ресурсом 4000 часов, имеют наработку более 6,7 миллионов часов. Конструктивное исполнение деталей с учетом накопленного опыта позволяет существенно увеличить ресурс деталей, уменьшая коэффициенты концентрации в деталях, улучшая систему охлаждения, снижая уровень температур и так далее. Материалы, применяемые для деталей авиационных двигателей, достаточно хорошо исследованы и хорошо зарекомендовали себя при длительной эксплуатации этих деталей в составе авиационных двигателей. Для дисков указанных выше серийных авиационных двигателей испытания на прочность при частоте вращения, составляющей 115 % от максимально допустимой в эксплуатации, проведены успешно. При этом трещины и разрушения в деталях испытанных роторов отсутствовали. Поэтому при применении дисков на новых авиационных двигателях с запасами прочности, близкими к приведенным выше при расчете интегральным методом и методом конечных элементов, можно утверждать, что испытания их на прочность в составе роторов этих двигателей также будут успешными. Выводы - 20000 часов. Для роторов нового авиационного двигателя испытания на прочность при превышении частот вращения можно оценивать расчетно-экспериментальным методом, с учетом проведенных испытаний на серийных двигателях. При необходимости испытания на прочность можно проводить для одного ротора, детали которого имеют наименьшие запасы прочности среди деталей роторов данного двигателя. Поступила в редакцию 25.07.06 г. Рецензент: проф. Симбирский Д.Ф. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского “ХАИ”, г. Харьков. Двигатели Д-36 имеют суммарную наработку – более 8 миллионов часов. Назначенный ресурс ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 151 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Анотація: У роботі проаналізовані результати випробовувань на міцність роторів різних авіаційних двигунів. Показано, що для роторів нових авіаційних двигунів випробовування на міцність при перевищенні частот обертання можливо оцінювати розрахунково-експериментальним методом, з урахуванням проведених випробувань на серійних двигунах. Abstract: In work the results of rotors strength tests of various aircraft engines are analyzed. It is shown, that for rotors of new aircraft engines the tests for strength with rotational speeds exceeded can be estimated by a calculation-and-experimental method, taking into account the results of tests carried out on serial engines. # 152 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 621.438.4+62-157 В.А. Богуслаев1, В.А. Иванков1, Д.А.Долматов2 1ОАО «Мотор Сич» 2Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Украина МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ ИСПЫТАНИЙ ТАНГЕНЦИАЛЬНОЙ ТУРБИНЫ Аннотация: Разработана методика начальных стадий экспериментального исследования тангенциальных турбин с разделительными лопатками для получения нагрузочной характеристики, опытных значений параметров отработанного газа, КПД турбины. Рассмотрены основные типы экспериментов с нестационарным набегающим потоком, предложены схемы проведения испытаний с гармоническими и дискретными возмущениями потока газа на входе в турбину. Указаны приоритетные направления совершенствования опытов по изучению рабочего процесса в тангенциальных турбинах. Нагрузочная характеристика, регулируемые параметры, эжекторный режим, динамический датчик, пульсирующие режимы, закон пульсаций Авторами ранее [1] были проведены оценочные расчёты работы турбины на нерасчётных режимах, причём задачей моделирования являлась оценка закономерностей изменения КПД, полезной мощности на валу и параметров на выходе из турбины при фиксированных значениях а) параметров по* ) на входе в турбину; б) частоты вратока ( p*вх , Tвх щения вала ν ротора ; в) расхода газа через турбину G T . Рамки исследования позволяли применять принцип идеального регулирования, т.е. произвольно и независимо варьировать один регулирующий параметр без изменения остальных. При проведении испытаний работы турбины на нерасчётных режимах предполагается на первой стадии испытаний, служащей определению действительных показателей турбины, использовать гидротормоз, предоставленный ЗАО «Ивеко-Мотор Сич», позволяющий моделировать внешнюю нагрузку на валу испытуемого устройства при любых значениях частоты вращения ν ротора и суммарного крутящего момента на валу M крΣ , не выходящих из рабочего диапазона гидротормоза. На рис. 1 представлена схема испытательного стенда; на рис. 2 – собственная нагрузочная характеристика гидротормоза. Рис. 1 – Схема испытательного стенда Стенд данного типа обеспечивает необходимые предварительные испытания турбины при холодной прокрутке (с возможностью дооборудования для горячей прокрутки). Через подводящий рукав 3, соединённый с впускным окном турбины, подаётся газ с давлением p маг , равным давлению в магистрали, расход G м которого регулируется вентилем 4. Отвод газа осуществляется при помощи рукава 5, соединённого с выпускным окном турбины. Через дополнительный канал 1 подаётся газ с более высоким давлением, используемый для повышения давления p вх в соответствующих эк- © В.А. Богуслаев, В.А. Иванков, Д.А.Долматов 2006 г. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 153 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl спериментах; расход газа G inc через рукав 1 регулируется вентилем 2. Вал турбины 6 посредством передаточного механизма 7 соединён с валом гидротормоза 8. Момент торможения, создаваемый на валу гидротормоза, регулируется расходом воздуха через подводящий канал 9, регулируемый вентилем 10. Рис. 2 – Нагрузочная характеристика тормоза и, соответственно, ν кр = GT ( πρэж 0 b rЛ2 − rO2 ), (3) где ρ эж 0 – плотность газа на входе в подлопаточный канал ( ≈ ρвх ), rЛ и rО – радиусы установки лопаток и обода диска соответственно. При достижении данной величины крутящий момент на валу создаётся только в эжекторном режиме и импульсной нагрузкой на р.о., т.к. p акт = p эж 0 : ( ) M TΣ ν кр = ∑ (M эж + M 'cт ) + M пар . N ст ( ) (4) ( ) Разумеется, M торм ν кр >> M TΣ ν кр , и достижение ν кр в условиях испытаний невозможно, т.к. увеличение ν ротора прекратится при выполнении условия (1). При испытаниях турбин данного типа без ограничения максимальной частоты вращения вала (в описанном стенде Нижняя жирная линия на рис. 2 представляет собой нагрузку холостого хода, обусловленную вентиляционными утечками в проточной части гидротормоза. Гидротормоз может моделировать на- грузку, соответствующую точкам {M T , ν B } , находящимся в области характеристики тормоза. Первичная задача при проведении испытаний заключается в определении максимально возможной частоты вращения турбины при холостой нагрузке тормоза. Очевидно, что таковую частоту вращения можно легко определить по неравенству ∂M торм ⎧ ∂M TΣ < ⎪ ∂ν B ⎨ ∂ν ротора , ⎪M = M тормоза ⎩ TΣ (1) где ν B – частота вращения вала тормоза. Как было указано [2], величина ν ротора влияет на величину расхода газа через подлопаточный канал G эж 0 , что при постоянном значении G T означает уменьшение значения ψ эж и при дости- ν ротора max = ~ ν тормоза max , ~ ν тормоза max – максимальная частота вращения выходного вала гидро- ~ тормоза, ν тормоза max ≈ 90Гц ) следует учитывать возможность достижения ν кр ранее выхода на максимальные расчётные значения M крΣ . После определения ν ротора max турбина подвергается нагрузочному регулированию, т.е. увеличению тормозящего усилия гидротормоза и, соответственно, снижению частоты вращения ротора. Данный тип испытаний позволяет с высокой точностью определить действительные значения мощности N ТΣ как функцию частоты при заданном расходе и параметрах потока на входе, а также получить значения КПД турбины. Причем, если на предыдущем этапе испытаний необходимые измерения возможно проводить с использованием установленных на самом гидротормозе тахометров и ИКМ, то при данном и всех последующих типах экспериментов для определения параметров потока на выходе, КПД и др. необходима собственная база датчиков турбины. К таковым относятся: жении ν кр – к запиранию надлопаточного канала. 1) динамический датчик полного p *вып и стати- Теоретическая величина ν кр может быть определена из условия ческого p вып давлений на выходе в турбину с частотой замера больше частоты первой (основной) G эж 0 = G T , C эж 0 = ω ротора r , # 154 # (2) пульсации потока ν1p = n р.о. ν ротора , где n р.о. – число рабочих органов турбины (устанавливается ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl в рукаве 5 на расстоянии от выпускного окна на ~ ~ расстоянии l press ≥ 4 d вып , d вып – газодинамичес- кий диаметр выпускного окна); 2) динамический термометр на выходе из турбины для определения TE с частотой замера больше ν1р , устанавливается в канале 5 на расстоянии от выпускного окна на расстоянии ~ l temp ≥ 4 d вып ; 3) динамический датчик полного p *вх и статического p вх давлений на входе в турбину с частотой замера, превышающей величину 8ν1р ; устанавливается между каналом 1 и впускным окном. Кроме того, при испытаниях с изменяемым M T следует установить в канале 3 (или непосредственно во впускном окне) расходомер для определения эффекта обратного регулирования расхода газа G T изменением ν ротора , возникающего из-за ограничения максимального расхода газа через подлопаточный канал [2]: G Пi = 2πbν ротора rЛ ∫ ρ эж (i−1) rdr , (5) rуст где i – номер ступени, и предельной скоростью истечения C актi : G 3 – расход газа через канал 3; σ*см.вх – коэффициент восстановления полного давления при смешении потоков различного давления в подводящем рукаве. Регулирование (внешнее) расхода газа G T при постоянном давлении осуществляется перекрытием или раскрытием вентиля 4, при этом приступать к измерениям при уменьшении G T следует лишь по прекращению обратных турбулентных пульсаций потока на входе в турбину, вызываемых перестройкой течения. При увеличении G T , как правило, подобных препятствий работе датчиков не возникает. Предварительные испытания, как и любые испытания с холодной прокруткой, не предусматри* . При необходимости такого вают изменение Tвх рода опытов наиболее простым способом обеспе* при постоянстве прочих пачения изменения Tвх раметров является установка холодидьно-нагревательной установки перед сечением входа (при этом возникает необходимость дополнительного регули- рования p *вх из-за повышения давления газа при нагреве) либо вдувом через канал 1 подогретого газа с таким p *inc , чтобы по условию (7) p *вх оставалось неизменным. Регулирование параметров потока на входе осуществляется, начиная с некоторой ν ротора , нео- (6) ~ бязательно соответствующей ν тормоза max , т.к. при a i – скорость звука в надлопаточном канале i- такой стартовой частоте вращения существенно осложняется проведение опытов с увеличением C актi max = a i , ой ступени. После определения нагрузочной характеристики турбины следует приступить к вариационным испытаниям, т.е. к определению характеристик турбины при изменении одного или нескольких параметров потока на входе. Регулирование давления p *вх осуществляется впуском газа с повышенным давлением p *inc через канал 1, причём должно выполняться условие постоянства расхода: ⎧G T = G 3 + G inc = const ⎪ ⎨ * G 3 p *3 + G inc p *inc , * p = σ ⎪ vвх см.вх GT ⎩ где p *vвх – требуемое давление на входе; (7) ν ротора . Поскольку при экспериментах изменяются N Σ и M TΣ , то возможны два варианта проведения экспериментов: при постоянном раскрытии вентиля 10 и при ν ротора = const. Второй тип испытаний осуществляется синхронным с варьированием входных величин регулированием Мт согласно теоретическим характеристикам турбины. При малом эмпирическом материале рекомендуется проводить испытания первого типа, отличающиеся лёгкостью получения нагрузочных характеристик, более высокой точностью данных датчиков изза отсутствия обратных эффектов и простотой управления. Второй тип позволяет более точно воссоздавать условия реальной работы турбины в системе двигателя или самолёта и получать более полную информацию о нестационарных процессах, и, следовательно, употребим при проведении экс- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 155 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl периментов более высокого уровня. Следующим важным типом предварительных испытаний тангенциальной турбины являются эксперименты с правильными пульсациями набегающего потока. Данные опыты позволяют оптимизировать геометрию проточной части турбины, уточнить коэффициенты потерь и диссипации, особенно для нестационарных переходных режимов. Возможны два простейших закона пульсаций потока на входе: гармонических возмущений и дискретного воздействия. В первом случае независимым параметром выбирается характеристический угол положения α& р.о. , определяющий положение рабочего органа относительно нулевой хорды: ϕ st – значение β Oр.о. , при котором наступает стационарный КВП-режим; α Л – угловая величина лопатки. Поскольку в изучаемой турбине действует принцип соответствия режимов, то, с учётом замены р.о., α Л ≡ 0 . Регулирование осуществляется согласно правилу ϑ = ϑн + A ϑθ ϕ . (12) Поскольку для перехода к новому параметру при регулировании по закону (12) требуется нето при к оторое врем я t trn , экспериментах следует сократить временной интервал дис к ретног о воздействия до (8) [ϕst + ωротора t trn , α Л − ωротора t trn ] и соответ- где α & '0 – нулевой угол начала возмущений. При этом регулируемый параметр на входе изменяется по закону ственно скорректировать частоту снятия параметров динамических датчиков. Приведенная методика позволяет провести предварительные испытания турбин, результатом которых являются нагрузочная характеристика тур- α& р.о. = 8ω ротора t + α& '0 , ϑ = ϑ н + A ϑ sin k ν α& р.о. , где ϑ – регулируемый (9) параметр ( p *вх , G T , M торм ); A ϑ – амплитуда колебаний параметра; k ν – частотный коэффициент. При k ν = 1 пульсации потока синхронны движению рабочих органов. При данном типе испытаний повышается основная частота собственных колебаний параметров потока в проточной части, поэтому повышается минимальная частота замера динамических датчиков: ν д.pulse ≥ 8(k ν + 1)ν ротора , (10) где ν д.pulse – частота замера параметра. Второй закон регулирования, реализуемый в предварительных испытаниях – закон дискретных возмущений потока, при котором независимым параметром является коэффициент положения рабочего органа θ ϕ : θϕ = 1, ϕ st ≤ β Oр.о. ≤ α Л (≡ 0) , 0, 0 < β Oр.о. < ϕ st (11) где β Oр.о. – угол между вершиной р.о. и левым краем лопатки; # 156 # ( ) бины M TΣ = f ν ротора при условно-номинальном режиме (с учётом (5) и (6), т.е. возможности обратного изменения расхода газа); нагрузочная характеристика и КПД η T при статическом регулировании параметров потока и при двух элементарных пульсирующих режимах. При горячей прокрутке в предварительные испытания также входит опреде* ление характеристик турбины при Tвх = var . Кроме того, возможно изменение передаточного числа механизма 7 (рис.2) для экспериментов с ν ротора = ~ ν тормоза max . Полученные результаты испытаний позволят перейти к моделированию действительной внешней нагрузки (осуществляется управлением M тормоза ) и к двухпараметрическим законам регулирования турбины. Нагрузочные характеристики являются дополнительным критерием эффективности турбины и могут использоваться при сравнительном анализе различных режимов турбины (и применяться для получения критериев подобия тангенциальных турбин). Наиболее важными ближайшими задачами является разработка общей методики испытаний тангенциальных турбин, получение данных предварительных испытаний и оптимизация проточной части по условиям работы. Литература 1. Долматов Д.А., Епифанов С.В. Расчёт одномерного течения газа в ступени тангенциальной турби- ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ны с разделительными лопатками //Вестник двигателестроения: Научн.-техн. журн. – 2004. –№2. – С. 60–64. 2. Дикий Г.П., Долматов Д.А., Епифанов С.В. Расчёт плоского течения газа в ступени тангенциальной турбины. //Авиационно-космическая техника и технология: Научн.-техн. журн. – 2004. – 7(15). – С. 52–58. Поступила в редакцию 25.07.06 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Герасименко В.П. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Харьков. Анотація: Розроблена методiка початкових ступенiв експериментального дослiдження тангенцiальних турбiн з роздiлюючими лопатками для отримання навантажувальної характеристики, значень параметров вiдпрацьованого газу, ККД турбiни. Розглянутi основнi типи експериментiв з нестацiонарним набiгаючим потоком, запропонованi схеми проведення випробувань з гармонiчними та дискретними збудженнями потока газа на входi в турбiну. Вказанi прiоритетнi напрями вдосконалення дослiдiв з вивчення робочого процесу в тангенцiалних турбiнах. Abstract: It is developed methodic for the tangential turbines with disjunctive blades first-steps experimental researches for stressed characteristic, exhausting gas parameters, turbine’s efficiency receiving. It is considered non-permanent attack flow main experiment types, planes of harmonic and discrete indignations of the entering gas flow are proposed. It is choused prior ways of increasing efficiency of tangential turbines’ work process research. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 157 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 536.62 В.А. Максименко, Е.В. Цегельник, С.И. Планковский Национальный аэрокосмический университет им. Н. Е. Жуковского “ХАИ”, Украина ОПТИМАЛЬНЫЕ РАЗМЕРЫ ДАТЧИКОВ ТЕПЛОВЫХ ПОТОКОВ ПРИ ИЗМЕРЕНИЯХ В ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫХ ПЛАЗМЕННЫХ И ГАЗОВЫХ СТРУЯХ РАЗЛИЧНОЙ ИНТЕНСИВНОСТИ Аннотация: На основании рассмотренных ограничений на методику обработки экспериментов при измерениях параметров теплового воздействия высокотемпературных плазменных и газовых струй с помощью датчиков тепловых потоков и с учетом их стойкости к тепловому воздействию, предлагаются рекомендации к выбору габаритных размеров датчиков для плазменных и газовых потоков различной интенсивности. Тепловое воздействие, тепловой поток, датчик теплового потока, температурные поля, конечные интегральные преобразования, обратная задача теплопроводности Введение Решение обратной нестационарной граничной задачи теплопроводности методом конечных интегральных преобразований с применением конечного преобразования Лапласа, применительно к датчику теплового потока [1] и разработка конструкции датчика теплового потока [2], позволяют получать устойчивые экспериментальные результаты в диапазонах тепловых параметров, при которых проведение таких измерений было ранее недоступным [3, 4]. Это дает возможным проведение измерений при температурах потока до 8000 К и удельных тепловых потоках воздействия до 107… ... 108 Вт/м2, что значительно расширяет диапазон применения данного метода нестационарного калориметрирования. Стремление к получению более дискретных результатов, при измерениях тепловых параметров по сечению струй и возможности измерений в местах с ограниченным пространством, приводит к желанию уменьшить геометрические размеры датчика теплового потока. Это, в свою очередь, ставит задачу определения оптимальных, теоретически и практически обоснованных, размеров датчика с учетом ограничений, заложенных в методике обработки результатов эксперимента. 1 Формулирование проблемы Проблема экспериментального определения параметров теплового воздействия высокотемпературных плазменных и газовых потоков так называемыми «контактными» методами привлекает вни- мание специалистов уже несколько десятилетий. Между тем, именно такие методы, при корректной постановке, дают возможность получения наиболее достоверных результатов. При проведении эксперимента датчик тепловых потоков (рис. 1) кратковременно подставляется под измеряемый поток. Рис. 1 – Конструктивная схема датчика Чувствительный элемент датчика (центральное тело) 1, выполненный совместно с тепловым экраном, нагревается. Процесс разогрева в сечении установки термопары 2 фиксируется во времени. Полученная переходная характеристика обрабатывается по методике, изложенной в работе [2]. Интервал времени разогрева обычно составляет 1,5… ... 2 с, что предохраняет датчик от перегрева воздействующим потоком. Экспериментальные данные и расчеты показывают, что за это время, при интенсивном тепловом воздействии, температура рабочего торца доходит до 500 ... …600 °С (рис. © В.А. Максименко, Е.В. Цегельник, С.И. Планковский 2006 г. # 158 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl 2). Конструктивно датчик выполнен следующим образом [2]. В сечение чувствительного элемента (центральное тело) на расстоянии вой и торцевой поверхностей датчика заложена в граничные условия задачи теплопроводности. - 0,2 с; - 0,8 с; 3 2 от верх- него торца отдельными электродами монтируется термопара 2. Сам чувствительный элемент, изготовленный вместе с экранной втулкой 1, по плотной посадке вставляется во втулку 3 и фиксируется тремя винтами 5. Снизу датчик закрывается крышкой 6, которая создает теплоизолирующее замкнутое пространство внутри датчика, размеры которого, равно как и каналы между центральным телом, тепловым экраном и втулкой 3, должны обеспечивать подавление естественной конвекции. Таким образом, процессы теплообмена внутри датчика, между его элементами, можно рассматривать, как передачу тепла теплопроводностью. Датчик может быть вставлен в поверхность тела 4, если исследуются процессы теплообмена у поверхности или размещаться свободно для измерения параметров теплового воздействия в зоне расположения рабочего торца. Совместное изготовление чувствительного элемента и охранного теплового экрана, из целой заготовки, позволяет снизить до минимума влияние контактных термосопротивлений на температурное поле внутри чувствительного элемента [1]. Проведенные многочисленные эксперименты, с сериями датчиков одного размера, при воздействии потока со стабильными тепловыми параметрами показали, что отклонения в их показаниях не превышают 1%. Аналогичные данные были получены и при испытаниях серии повторных замеров одним датчиком. Назначение теплового экрана – также снизить влияние окружающих элементов датчика и их контактных термосопротивлений на температурное поле центрального тела. Обычно, стремясь приблизить температурное поле в центральном теле к одномерному, размеры экрана выполняют из условия, что площадь сечения экрана равна площади сечения центрального тела. В нашем случае это условие может строго не соблюдаться, так как метод решения обратной нестационарной граничной задачи теплопроводности, на котором основывается методика обработки эксперимента, предполагает двухмерность температурного поля внутри датчика. Поэтому размеры (толщина) экрана может быть выбрана из конструктивных или технологических соображений, но не менее чем по выше приведенному условию, так как для стабильности показаний датчика необходима надежная защита от постоянно меняющихся, в процессе нагрева, контактных термосопротивлений, «неидеальной» теплоизоляции боковой поверхности и тыльного торца датчика. В то время как идеальный тепловой контакт и идеальная теплоизоляция наружных боко- - 0,4 с; - 1,0 с; - 0,6 с; - 1,2 с Рис. 2 – Пример изменения температуры торца датчика от оси до края при Tэф = 3000 К и коэффициенте теплоотдачи 1,2⋅107 Вт/(м2⋅К) Анализ температурного поля датчика в процессе разогрева, пример которого приведен на рис. 2, показывает, что внутренний процесс теплообмена в нем приближается к состоянию теплового удара и носит «колебательный» характер, в смысле подвода и отвода тепла через боковую поверхность центрального тела. Резкое повышение температуры на периферии рабочего торца датчика происходит из-за того, что материал стенки 4 с более низкой теплопроводностью. Колебания температуры в районе ближе к центральному телу – нагрев более тонких перемычек между центральным телом, экраном и втулкой. Очевидно, что более прогретые слои будут интенсивно отдавать тепло менее нагретым в радиальном направлении. При этом, по высоте датчика, в связи с дальнейшим интенсивным прогревом, нижние слои будут отдавать тепло через боковую поверхность, компенсируя, а затем и превышая подвод тепла через верхние слои. Более наглядно эта картина наблюдается при анализе граничных функций при решении прямой двухмерной граничной задачи. Подробное рассмотрение этого процесса, к сожалению, не входит в задачи данной статьи. Предложенное описание тепловых процессов, происходящих в датчике теплового потока, позволяет глубже понять трудности, которые необходимо преодолеть для получения обоснованных оптимальных размеров датчиков. Исходя из проведенного анализа основными критериями для обоснования размеров датчика могут служить: – соответствие размеров датчика допущениям, принятым при решении обратной граничной нестационарной двухмерной задачи теплопроводности, применительно к датчику теплового потока; – обеспечение размеров датчика, предусмат- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 159 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ривающих надежную защиту от перегрева или прогара в процессе эксперимента, так как, в условиях высокотемпературного интенсивного воздействия на датчик, процесс разогрева идет под воздействием высокотемпературных плазменных или газовых струй. 2 Определение диапазона высот и диаметров чувствительного элемента датчика вместе с тепловым экраном Методика обработки эксперимента основывается на аналитическом решении нестационарной граничной двухмерной задачи теплопроводности методом конечных интегральных преобразований с применением конечного преобразования Лапласа. Как и большинство аналогичных аналитических методов, метод конечных интегральных преобразований предлагает решение системы уравнений теплопроводности с представлением конечных решений в виде бесконечных рядов. Обычно, в большинстве случаев, при решении ограничиваются первыми членами ряда. При этом соблюдают условие, что критерий Фурье на каждом из направлений распространения тепла должен быть больше или равен Fo ≥ 0,1 [4]. Выразив из критерия Фурье характерный размер (высоту чувствительного элемента датчика), получим максимально допустимый размер, при котором выполняется это условие: δ= aτ , Fo где a – коэффициент температуропроводности, τ –нижний предел конечного интегрального преобразования Лапласа, Fo – критерий Фурье. Такой же величины максимальный размер получится и для диаметра чувствительного элемента датчика вместе с экраном, если допустить, что вторая воздушная цилиндрическая прослойка обеспечивает достаточную теплоизоляцию его центральных частей (рис. 1). Отсюда логично заключить, что оптимальное соотношение высоты датчика к диаметру его чувствительного элемента вместе с тепловым экраном (цельно изготовленная центральная часть датчика) будет равно единице. Для определения диапазона оптимальных высот датчика, с точки зрения обеспечения его надежной защиты от перегрева и прогара, воспользуемся известным выражением [5] для определения температуры поверхности рабочего торца датчика из решения прямой одномерной нестационарной задачи теплопроводности методом Фурье: ( ) ⎡ ⎤ Sinμ1Cosμ1 T = Tэф ⎢1 − 2 exp μ12 Fo ⎥ , μ1 + Sinμ1Cosμ1 ⎣ ⎦ где T – температура поверхности рабочего торца датчика, Tэф – эффективная температура воздействия потока, Fo – критерий Фурье, μ1 – первый корень характеристического уравнения: tg (μ1 ) = Bi μ1 , где Bi – критерий Био. Поставив ограничение T ≤ Tпр ( Tпр – предельная температура разогрева поверхности датчика), назначив интервал времени воздействия потока на датчик 2 с и Fo = 0,1 можно получить зависимости, показывающие минимально возможные размеры высоты датчика для различных ожидаемых значений эффективной температуры Tэф и коэффициента теплоотдачи α . Ввиду того, что в явном виде эти зависимости выразить не удается, воспользуемся для их получения методом итераций. Рассчитанные зависимости представлены на рис. 3. Рис. 3 – Зависимость высоты датчика от эффективной температуры среды Из графиков на рис. 3 видно, что рекомендуемые размеры высоты датчиков лежат в диапазоне между прямой Fo = 0,1 и зависимостью изменения высоты датчика от эффективной температуры при постоянном ожидаемом коэффициенте теплоотдачи. Естественно, если позволяют технические воз- - α = 200 Вт/(м2⋅К); - α = 600 Вт/(м2⋅К); - α = 1000 Вт/(м2⋅К); - α = 1400 Вт/(м2⋅К); - α = 1800 Вт/(м2⋅К); - α = 2200 Вт/(м2⋅К); - Fo = 0,1 можности, для повышения дискретности измере- # 160 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ний желательно изготовлять датчик с наиболее малыми размерами. Заключение Приведенный анализ показал возможность выбора оптимальных размеров датчика теплового потока, исходя из соблюдения условий корректности решения обратной нестационарной граничной задачи теплопроводности и обеспечения защиты от перегрева в процессе измерений. Использование выше изложенных рекомендаций позволит применять датчики наиболее оптимальных размеров с учетом специфики проводимых экспериментов, увеличить дискретность измерений и расширить диапазон применения данного метода измерений. кого ун-та «ХАИ». – Х.: НАКУ «ХАИ». – 2001. – Вып. 23.– С. 205 – 207. 3. Д.Ф. Симбирский. Температурная диагностика двигателей. – К.: Техника, 1976. – 208 с. 4. О.М. Алифанов. Идентификация процессов теплообмена летательных аппаратов. – М.: Машиностроение, 1979. – 216 с. 5. Тихонов А.Н., Арсенин В.Я. Методы решения некорректных задач. – М.: Наука, 1979. – 286 с. Поступила в редакцию 26.05.2006 г. Рецензент: д-р техн. наук, проф. Епифанов С.В. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского “ХАИ”, Харьков. Литература 1. Максименко В.А. Об экспериментальном определении параметров теплообмена при нестационарном калориметрировании с учетом потерь тепла калориметром // Высокотемпературные газовые потоки, их получение и диагностика. – Х.: ХАИ. – 1981. – Вып. 1. – С. 56 – 61. 2. Максименко В.А. Диагностика сверхзвукового высокоинтенсивного теплового воздействия при экспериментальных исследованиях элементов космических аппаратов // Авиационно-космическая техника и технология. Труды Нац. аэрокосмичес- Анотація: На підставі розглянутих обмежень на методику обробки експериментів при вимірюванні теплового впливу високотемпературних плазмових та газових струменів за допомогою датчиків теплових потоків та з урахуванням їх стійкості до теплового впливу, пропонуються рекомендації щодо вибору габаритних розмірів датчиків для плазмових та газових потоків різноманітної інтенсивності. Abstract: Based on considered restrictions for processing methods of high temperature plasma and gas jets thermal parameters measured by means of heat flux sensors, taking into account its thermal resistance the recommendations are proposed dealt with the size dimensions of sensors for plasma and gas jets with different intensity. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 161 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 620.178.16:519.876.5(045). М.О. Ходак, О.А. Вишневський Київський національний авіаційний університет, Україна КРИТЕРІЙ ОЦІНКИ ПРОЦЕСУ ЗНОШУВАННЯ ТА ЙОГО МАТЕМАТИЧНЕ МОДЕЛЮВАННЯ ПРИ ВИПРОБУВАННІ МАТЕРІАЛІВ І ПОКРИТТІВ НА АБРАЗИВНУ ЗНОСОСТІЙКІСТЬ Анотація: Виконано математичне моделювання процесу зношування при випробуванні матеріалів і покриттів на абразивну зносостійкість з не жорстко закріпленими абразивними частинками. Виведено математичну модель критерію оцінки матеріалів і покриттів на абразивну зносостійкість, яка встановлює зв’язок між ваговим зносом і максимальним лінійним розміром глибини лунки, зносом і площею поверхні лунки та між величиною зносу, об’ємом лунки, густиною і навантаженням. Математичне моделювання процесу зношування, випробування матеріалів і покриттів, абразивна зносостійкість, критерій оцінки абразивної зносостійкості, нежорстко закріплені абразивні частинки Загальна постановка проблеми та її зв’язок з науково-практичними задачами. Абразивне зношування газоповітряного тракту, особливо на гелікоптерних ГТД (газотурбінних двигунах) змінює геометричні характеристики поперечних перерізів лопаток, і це в свою чергу призводить до змін силових факторів, що діють на лопатки компресорів і турбін ГТД і які зумовлюють розтягнення, згинання і кручення лопаток в робочому стані. Визначення напружень, що діють на лопатку при усіх цих видах навантажень, як відомо, пов’язано з обчисленням величин силових параметрів і геометричних характеристик поперечних перерізів лопаток, які поступово змінюються в процесі експлуатації від абразивного зношування. Для проведення порівняльного аналізу експериментальних залежностей при виборі матеріалу або покриття конструктору необхідно мати достовірні дані з апроксимації залежностей абразивного зношування поверхонь матеріалів та їх покриттів в залежності від шляху тертя абразивних частинок уздовж поверхні, величини самих абразивних частинок та величини сили їх взаємодії з поверхнями деталей. Крім цього, необхідно мати критерії для оцінки процесів зношування, які б враховували всі основні впливові фактори при визначенні матеріалів і покриттів на зносостійкість з нежорстко закріпленими абразивними частинками. Таким чином, вплив зношування на зміну геометричних параметрів проточної частини може порушити існуючу витрату газу, що може призвести до серйозних проблем, пов’язаних із ефективністю © М.О. Ходак, О.А. Вишневський 2006 г. # 162 # ГТД і вплинути на стійкість газового потоку. Крім цього, зношування впливає на зміну величин напружень розтягнення від дії на лопатку відцентрових сил і площ поперечних перерізів лопаток. Зміна величин моментів згинання впливає на зміну напружень згинання, що діють на лопатку в характерних перерізах. Змінюються і такі важливі геометричні характеристики лопаток, як моменти інерції перерізів, нейтральна вісь перерізу, координати точок контура профіля по відношенню до головних центральних осей інерції або по відношенню до нейтральної осі перерізу. Слід зазначити і про те, що цілий ряд конструктивних вузлів авіаційної техніки на сучасному етапі характеризується інтенсифікацією процесів, що протікають на робочих поверхнях тертьових деталей у зв’язку з ростом питомих навантажень, змінами швидкостей, якості робочого середовища, взаємним переміщенням деталей, різким перепадом температур у зоні тертя. Надійність і довговічність робочих вузлів тертя залежать від рівня розвитку технології матеріалів та покриттів, серед яких особливе місце займають газо-термічні покриття і зокрема, детонаційні покриття [1-7]. На базі аналізу закономірностей експлуатаційних пошкоджень і причин виходу деталей у брак та передчасної їх зміни в умовах експлуатації встановлено, що домінуючою причиною є недопустиме зношення, яке головним чином пов’язане з локальним руйнуванням поверхонь деталей тертя. При цьому триботехнічні показники визначаються не стільки об’ємно-структурними властивостями, ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl скільки станом поверхневих шарів. Використання науково обґрунтованих необхідних захисних покриттів забезпечує кардинальне та технологічно ефективне розв’язання задачі збільшення надійності і довговічності деталей машин і механізмів. Розробка і впровадження нових високоефективних технологій зміцнення і відновлення поверхонь тертя надає можливість досягти необхідної техніко-економічної доцільності рішення завдань ремонту при забезпеченні в межах експлуатаційних обмежень високого рівня надійності авіаційної техніки (АТ). При нанесенні детонаційних покриттів на деталі утворюються високоякісні, практично безпористі шари з високим рівнем адгезійної міцності з матеріалом основи. Застосування детонаційних покриттів дозволяє не тільки поліпшити, а навіть цілком змінити поверхневі властивості деталей, одержати заздалегідь прогнозовані характеристики робочих поверхонь, щоб якнайкраще задовольнити умови експлуатації [2, 3, 4]. У багатьох випадках застосовують детонаційні покриття з оксидів алюмінію, хрому, кремнію, титану, цирконію та інших кисневмісних порошкових матеріалів [4-12], які поєднують в собі важливі позитивні характеристики по твердості, тугоплавкості, хімічній стійкості та інші властивості. Крім цього для відновлення і зміцнення поверхонь тертя застосовують матеріали на основі дорогих металів (нікель, кобальт, вольфрам, молібден та інші), які відрізняються значними енерго- і трудомісткістю технологічних процесів. У зв’язку з цим до найбільш ефективних напрямків досліджень слід віднести удосконалення газополум’яних технологій напилення з використанням композиційних матеріалів на основі заліза, що дозволяють отримати покриття з високими триботехнічними і адгезійними властивостями. [10]. Визначення закономірностей впливу лігіруючих елементів на механізми зміни властивостей матеріалу основи дозволяє отримати значення вмісту елементів композиції і покриття з триботехнічними і фізико-механічними властивостями, наближеними до матеріалів на основі нікелю, кобальту і вольфраму [11-12]. Широке застосування на сучасному етапі композиційних порошків різних систем і газополум’яного покриття на їх основі дозволяє отримати високі триботехнічні властивості поверхонь, наприклад, покриття системи Fe − C − Cr − Al − B + 30% тетраборнокислого натрію крім зазначеного дає задовільну сумісність з широкою групою конструкційних матеріалів. Наступним розповсюдженим видом руйнування поверхонь деталей є абразивне зношування у вузлах тертя авіаційних конструкцій, деталей вузлів тертя автомобілів, сільськогосподарських, будівель- них і гірських машин шляхом попадання на їх поверхні в процесі експлуатації часток мінерального походження SiO2 , глинозему, гірських порід та а інше. Для забезпечення більш тривалої працездатності елементів конструкцій і їхніх конструкційних матеріалів, що працюють в умовах абразивного зношування, на їхні робочі поверхні також наносять покриття різними способами [3, 4], що приводить до істотних змін механізмів і кінетики процесів руйнування поверхонь шарів деталей. У зв’язку з постійно зростаючою необхідністю підвищення рівня надійності і довговічності авіаційної техніки, економії при цьому матеріальних і трудових ресурсів, зниження матеріалоємності виробництва та науково-обгрунтованого прогнозування вказаних характеристик, різко підвищується значення вирішення задач побудови їх математичних моделей, оцінки їх достовірності, задач направлених на вирішення обчислювальних та системноорганізаційних проблем побудови засобів моделювання об’єктів авіаційної техніки та процесів, що в них протікають, в тому числі при терті та зношуванні. Огляд публікацій та аналіз невирішених проблем. В загальній проблематиці невирішених питань і задач в галузі тертя і зношування важливе місце займають питання по вивченню закономірностей процесів і механізмів, пов’язаних з абразивним зношуванням поверхонь деталей, їх покриттів та питання їх моделювання, визначення критеріїв оцінки матеріалів на абразивну зносостійкість. Види і механізми абразивного зношування конструкційних матеріалів описані в роботах [13-26] та іншіх. Дослідники відзначають різноманітність факторів, що визначають той або інший вид зношування і механізм його розвитку. В основі механізму цього процесу лежить взаємодія абразивної частинки з металом, що складається з двох етапів: 1) укорінення абразивної частинки в метал; 2) поступальне переміщення її уздовж поверхні. У більшості випадків дослідження проводили на залізовуглецевих сплавах. Питання дослідження властивостей покриттів, нанесених на різні сталі і авіаційні сплави, на сьогодні ще недостатньо широко вивчені. Безпосередньо питаннями моделювання й апроксимації експериментальних залежностей процесів абразивного зносу різних матеріалів займалися найбільш відомі провідні спеціалісти в області тертя і зносу [18, 21, 22] та інші. Зрозуміло, що для моделювання процесів абразивного зношування, виникає необхідність розробки прискорених методик і критеріїв оцінки процесів зношування матеріалів і їхніх покриттів, визначення виду апроксимуючих функцій експериментальних залежностей процесу абразивного зношування з метою визначення порівняльних характе- ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 163 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl ристик їхніх механічних властивостей і показників. При цьому дослідження на основі використання математичних методів моделювання процесів абразивного зношування поверхонь деталей дозволяють проводити порівняльний аналіз і оцінювати матеріали і покриття на абразивну зносостійкість із застосуванням сучасних комп’ютерних технологій. Для цього в першу чергу необхідно мати точні види апроксимуючих функцій експериментальних залежностей, з допомогою яких можна підтвердити або забезпечити вірність моделювання, а виконати точну апроксимацію можливо при наявності відповідних способів і прийомів [27, 28]. Із запропонованих раніше теорій і створення відповідних моделей та внесення в них свого розуміння цих процесів зробили провідні спеціалісти в галузі тертя і зносу: Тененбаум М.М., Бернштейн Д.Б.[21], Крагельський І.В.[22] та ін. Однак встановити зв’язок між ваговим зносом і максимальною глибиною лунки або зносом і площею поверхні лунки та об’ємом не вдавалося жодному дослідникові. В роботі [23] зроблена спроба знайти розв’язок цієї задачі, однак отриманий результат є громіздким і незручним у використанні. В роботі [24] побудована модель абразивного зносу, яка не враховує залежності вагового зносу від лінійного зносу, не вказані методи побудови моделі і немає універсальної моделі для всіх матеріалів, або універсального принципу побудови моделі. В деяких існуючих моделях [25] основу складає ймовірностно-статистичний підхід. Недоліком моделей [25, 26] є громіздкість і незручність у використанні в поєднанні з обмеженістю набору параметрів, які впливають на зносостійкість. Немає універсалізму у побудові цих моделей для різних матеріалів і умов використання. Мета дослідження. Змоделювати результати зносу поверхонь деталей, які пов’язані з особливостями геометричних форм поверхні робочої частини експериментальної установки і досліджуваної поверхні деталі. Для деталей різного профілю важливе значення має передбачення величини зносу при дії абразивних частинок різної твердості і розмірів. Модель абразивного зносу дозволяє передбачити величину зносу по об’єму і масі, в залежності від максимального лінійного зносу або площі поверхні прилягання ролика та зразка. Таким чином, з’являється реальна можливість визначити оптимально зносостійке покриття для конкретних умов експлуатації. Методика. Модель будувалась для прогнозування експериментальних випробувань при визначенні абразивної зносостійкості поверхонь матері- # 164 # алів на машині тертя Бринеля при не жорстко закріплених абразивних частках. Цей метод випробування на сьогодні стандартизований і повністю відповідає ГОСТ-23.208-79. При побудові моделі критерію оцінки процесу зношування застосовано поетапне моделювання. На першому етапі розглянута залежність об’єму, який зношується, від величини лінійного зносу та від площі поверхні тертя. На другому етапі розглядається модель зношування поверхонь матеріалів по відношенню до маси в залежності від навантаження, але при цьому розглядається нормальна складова тиску на поверхню тертя. На третьому етапі знаходимо коефіцієнт пропорційності K, як розв’язок системи рівнянь, що складаються з двох перших моделей. На рис. 1 схематично показана випробувальна установка. Рис. 1 – Схема экспериментальної установки Бринеля. 1 – бункер для збору відпрацьованого абразиву; 2 – зразок досліджуваного матеріалу; 3 – гумовий ролик; 4 – втулка для ролика; 5 – бункер для вільного абразиву; 6 – важіль для регулювання швидкості подання абразиву; 7 –вільний абразив; 8 – лоток для подачі абразиву; 9 – важіль для регулювання зусилля притискування ролика до поверхні зразка; 10 – навантаження P0. 11 – привід, який забезпечує обертання навколо горизонтальної вісі гумового ролика 3; 12 – пристрій для контролю сумарної кількості обертів ролика в процесі випробувань, який виконано у вигляді шестирозрядного механічного рахівника з кулачковим механізмом. 6 7 5 4 8 3 A 2 2 9 1 10 0 ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl 15±0,1 Ширина ролика OP = b, тому координати точки P (b; 0; 0). Половина об’єму лунки, яка зношується, відповідає частині ролика ABMNCD, а половина площі поверхні лунки – частині циліндричної поверхні ABMN. Проекцією поверхні ABMN на площину Oxy буде область D – прямокутник POM1N1. Рівняння цилінд- 3 11 12 DB = OB − OD = R − z1 . A ричної поверхні ролика (ABMN) має вигляд (1) b=3±0,1 5 h 2 30 На рис. 2 схематично показано розподілення навантаження на гумовий ролик та зміну його заглиблення в зразок від положення h1 до h2 , де R – радіус гумового ролика; h – максимальна глибина лунки; P n – нормальна складова навантаження; P 0 основне розрахункове навантаження, α – кут між векторами P 0 і P n Рис. 2 – Схема навантаження гумового ролика та зміни його заглиблення в поверхню зразка від положення h1 до h2 в результаті зношування поверхні зразка при терті об нежорстко закріплені абразивні частинки Результати моделювання. Моделювання проводилось у першому наближенні, тобто вважалося, що навантаження не призводить до суттєвих деформацій гумового ролика (такі моделі можна застосовувати при навантаженні P0 ≤ 25 H ). Розглянемо схематичне зображення четвертої частини гумового ролика, прив’язаної до прямокутної системи координат. z2 + y2 = R2 . (1) Використовуючи [29] знайдемо площу S1 циліндричної поверхні ABMN ( ) 2 2 S1 = ∫∫ 1 + (z ′x ( x; y ) ) + z ′y ( x; y ) dxdy , D (2) R2 − y2 , а де z ( x; y ) = область D : 0 ≤ x ≤ b, 0 ≤ y ≤ z ′y (x, y ) = R 2 − z12 . ∂z 2y =− . 2 ∂y R − y2 З формули (2) випливає, що площа стикання ролика і поверхні зразка S має вигляд: Рис. 3 – Прив’язка четвертої частини гумового ролика до прямокутної системи координат S = 2 ∫∫ 1 + D y2 dxdy . R2 − y2 (3) Якщо перейти від формули (3) до подвійних інтегралів, одержимо b S = 2 ∫ dx 0 Максимальна глибина лунки на поверхні зразка, який зношується, відповідає довжині відрізка DB = h. Якщо прийняти OD = z1, то з того, що OB = R (R – радіус ролика), випливає, що R 2 − z12 ∫ 0 R 2 R − y2 dy . Зробивши відповідні перетворення, одержимо формулу зв’язку площі S прилягання ролика і зразка з величиною лінійного зносу поверхні деталі (4) ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 165 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl 2 S = 2bR arcsin 2 h ⎛h⎞ −⎜ ⎟ . R ⎝R⎠ (4) Перевіримо роботу моделі (4) у граничних умовах: а) знайдемо ⎛ 2 h ⎛h⎞ I v = bR ⎜ arcsin 2 − ⎜ ⎟ − R ⎝R⎠ ⎜ ⎝ 2⎞ h⎞ h ⎛h⎞ ⎟ ⎛ − ⎜1 − ⎟ 2 − ⎜ ⎟ ⎟ . R⎠ R ⎝R⎠ ⎟ ⎝ ⎠ 2⎜ (8) 2 lim S = lim 2bR arcsin 2 h →0 h→0 h ⎛h⎞ −⎜ ⎟ . R ⎝R⎠ Знаючи щільність досліджуваного зразка або покриття можна обчислити ваговий знос за (9) I m = ρ ⋅ IV , Очевидно, що lim S = 2bR arcsin 0 = 0 , що h →0 цілком логічно, тому що на самому початку експерименту тертя відбувається по відрізку прямої, тобто площа зношеної поверхні дорівнює нулеві; б) знайдемо 2 h ⎛h⎞ lim 2bR arcsin 2 − ⎜ ⎟ = 2bR arcsin 1 = πbR . h→h R ⎝R⎠ У даному випадку ми маємо площу половини бічної поверхні циліндра (ролика), що відповідає дійсності. З урахуванням зернистості отримаємо (5) 2 h ⎛ h ⎞ −⎜ ⎟ . R + 2r ⎝ R + 2r ⎠ S = 2b(R + 2r )arcsin 2 (5) Використовуючи рис.3 і [29] одержимо формулу величини об’ємного абразивного зносу по області Т IV = 2 ∫∫∫ dxdydz . (6) T де Т – половина частини ролика, що увійшла у зразок. Застосовуючи повторне інтегрування, отримаємо b R 2 − z12 R2 − y2 0 0 z1 I V = 2 ∫ dx = 2 bR arcsin 2 ∫ dy ∫ dz = R 2 − z12 R − b z1 R 2 − z12 . 2 (7) Скориставшись тим фактом, що z1 = R − h , після алгебраїчних перетворень (7) одержимо формулу об’ємного зносу поверхні зразка (8) де ρ -густина матеріалу.. Підставивши у формулу (9) залежність (8) одержимо ⎛ 2 h ⎛h⎞ ⎜ I m = ρbR 2 ⎜ arcsin 2 − ⎜ ⎟ − R ⎝R⎠ ⎜ ⎝ 2⎞ h⎞ h ⎛h⎞ ⎟ ⎛ − ⎜1 − ⎟ 2 − ⎜ ⎟ ⎟ . R⎠ R ⎝R⎠ ⎟ ⎝ ⎠ (10) Відповідно для моделі вагового абразивного зношування, яке залежить від кривини поверхні прилягання, густини, ширини ролика, лінійного зношування, та з урахуванням зернистості, маємо формулу (11) ⎛ h I m = ρb(R + 2r )2 ⎜⎜ arcsin 2 − R + 2r ⎝ 2 h ⎞ ⎛ h ⎞ ⎛ −⎜ ⎟× ⎟ − ⎜1 − R + r R + 2 2r ⎠ ⎝ ⎠ ⎝ 2⎞ h ⎛ h ⎞ ⎟ × 2 −⎜ ⎟ ⎟, R + 2 r ⎝ R + 2r ⎠ ⎟ ⎠ (11) де r - радіус абразивної частинки сферичної форми. Перевіримо роботу моделі (8) у граничних умовах: а) розглянемо момент початку експерименту, ( ) I v = bR 2 ⋅ arcsin 0 − 0 = 0 , що тобто h → 0 lim h →0 цілком слушно, тому що в початковий момент часу величина об’ємного зносу дійсно дорівнює нулеві. б) h → R lim I v = bR 2 ⋅ arcsin 1 = h→ R відповідає половині об’єму ролика. # 166 # (9) πR 2 b 2 , що ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Для визначення зв’язку маси зносу I m з площею S поверхні зіткнення ролика зі зразком знайдемо залежність між Нехай h = t , тоді нерівність (17) можна запиR сати у вигляді h і S. R t (2 − t ) ≥ 0 . Із залежності (4) одержимо (12) Розв’язком нерівності (18) буде відрізок t ∈ [0;2] 2 h ⎛h⎞ S 2 − ⎜ ⎟ = sin . R ⎝R⎠ 2bR (12) Піднесемо обидві частини рівняння (12) до квадрату. Отримаємо, що рівняння (12) рівносильно системі (13) ⎧⎛ h ⎞ 2 h 2 S =0 ⎪⎜ ⎟ − 2 + sin R R 2bR ⎪⎝ ⎠ ⎪⎪ h ⎛ h⎞ ⎨ ⎜2 − ⎟ ≥ 0 R⎠ ⎪R ⎝ . ⎪S ≥ 0 ⎪ ⎪⎩ S t − 2t + sin =0 2bR . Iv = D S S = 1 − sin 2 = cos 2 . 4 2bR 2bR (15) (20) (21) Для вагового зносу одержимо формулу (22) 1 ⎛ S ⎞ ρR⎜ S − bR sin ⎟ . bR ⎠ 2 ⎝ (22) Перевіримо роботу моделі (21) у граничних умовах: (16) S S S < 1 , то cos >0, , та як 2bR 2bR 2bR S . 2bR Розглянемо другу нерівність системи (13) h⎛ h⎞ ⎜2 − ⎟ ≥ 0 . R⎝ R⎠ h = t , отримаємо (20) R IV = 0 ; а) при S → 0 одержимо Qlim →0 Знайдемо корені квадратного рівняння (15) тому t = 1 ± cos (19) S ⎞ 1 ⎛ R⎜ S − bR sin ⎟. bR ⎠ 2 ⎝ I m = ρI v = . S . 2bR h S = 1− cos . R 2bR (14) Дискримінант рівняння (15) має вигляд (16) t = 1 ± cos значення Якщо підставити отриману залежність (20) у формули (8) і (10), отримаємо формулу для об’ємного зносу (21) рівняння (15) 2 h ≤ 1 , тому розв’язком нерівності (15) буде R (13) h = t , тоді отримаємо з рівняння (14) R 2 ту, 0 < h ≤ 2 , але в умовах даного експерименR Розкриваючи заміну 2 h ⎛h⎞ 2 S =0 ⎜ ⎟ − 2 + sin R 2bR ⎝R⎠ тобто 0 ≤ t = 1 − cos Розглянемо перше рівняння системи (13) Нехай (18) (17) б) при S → πRb одержимо lim I V = S → π Rb πR 2 b 2 − πR 2 b 1 bR 2 sin π = . 2 2 Таким чином отримано формулу об’ємного зносу, що відповідає половині об’єму ролика. З урахування зернистості модель залежності зношування від радіуса кривини і площі поверхні стикання, густини приймає вигляд (23). ⎛ 1 S ⎞ ⎟ . (23) Im = ρ(R + 2r )⎜⎜ S − b(R + 2r )sin ( 2 b R + 2r ) ⎟⎠ ⎝ Враховуючи те, що ваговий знос пропорційний ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 167 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl навантаженню P0 і обернено пропорційний до площі прилягання ролика і зразка S, отримаємо модель залежності вагового зносу від навантаження P0 і криттів, які працюють в умовах абразивного зношування відповідних експлуатаційним. площі S (24). 1. Белан Н.В., Колесник В.В., Иващенко С.С., Колесник В.П., Слюсарь Д.В., Прокопенко А.Н. Формирование многослойных многокомпонентных защитных покрытий// Авиационно-космическая техника и технология. - Харьков: ХАИ, 2004. – Вып. 7/ 15. – С. 231-235. 2. Малышкин В.В., Ходак Н.А., Дмитренко В.Н. Особенности восстановления геометрических форм и номинальных размеров поверхностей деталей и их упрочнение газотермическим напылением жаростойкими покрытиями//В сб. трудов IV международного симпозиума по трибофатике. Тернополь: Тернопольский государственный технический университет им.Ивана Пулюя, 23-27 сентября, 2002, том 2,С. 557-561. 3. Малышкин В.В., Ходак Н.А., Дмитренко Д.Н., Лубяный В.В. Повышение сроков эксплуатации деталей авиационной техники путем восстановления размеров их геометрических форм и упрочнения газотермическим напылением жаростойкими покрытиями// В сб. Трудов IV Международной научно-технической конференции АВИА-2002, К.: НАУ, 23-25 апреля, 2002. том. 3, секция 31, С. 31.10131.103 4. Лабунець В.Ф., Ходак М.О., Марчук В.Е., Братиця Л.С. Застосування детонаційних покриттів для зміцнення і відновлення тертьових деталей авіаційної техніки// Вісник НАУ, 2002, №1. С. 183-187 5. Газотермические покрытия из порошковых материалов: Справ. / Ю.С. Борисов, Ю.А. Харламов, С.Л. Сидоренко, Е.Н. Арнавская. – К.:Наук. думка, 1978. – 544 с. 6. Хайсуй А.Д., Моригаки О. Наплавка и напыление. Пер. с япон. – М.: Машиностроение, 1982. – 212 с. 7. Щепетов В.В., Лабунец В.Ф. Трибостойкие детонационные боросодержащие покрытия // Технология и организация производства. К. :КМУЦА, – 1991. - №4. – С. 43-45. 8. Кацупа А.А., Семенов А.П. Высокотемпературное трение окисных керамик на основе корунда. – М.: Наука, 1974. – 120с. 9. Борисова А.Л. Совместимость тугоплавких соединений с металлами и графитом. Справ. – К.: Наук.думка, 1985. – 247 с. 10. Кутьков А.А. Износостойкие антифрикционные покрытия. – М.:Машиностроение, 1976. – 152 с. 11. Федоренко И.М., Пугина Л.И. Композиционные спеченные антифрикционные материалы. – МН.:Наука і техніка, 1980. – 403 с. 12. Витязь П.А., Ивашко В.С. и др. Теория и практика газопламенного напыления. – М.: Наука и техника, 1993. Im = k P0 , S (24) де k-коефіцієнт, який не залежить від розмірів і форми робочої частини експериментальної установки, а залежить тільки від властивостей матеріалу і абразиву: густини, твердості матеріалу і абразиву і т.д. З формули (24) отримаємо модель визначення критерію зносостійкості матеріалів та їх покриттів, яка має вигляд (25) k= ImS . P0 (25) Формулу (25) можна записати у вигляді (26) (26) Формулу (25) можна записати також з врахуван2 2 ⎞ ням 2 3⎛ 2ρb R ⎜ h ⎛h⎞ ⎛ h⎞ h ⎛h⎞ arcsin 2 − ⎜ ⎟ − ⎜1 − ⎟ 2 − ⎜ ⎟ ⎟⎟ × площі k= ⎜ P0 ⎜ R ⎝ R⎠ ⎝ R⎠ R ⎝ R⎠ ⎟ ⎝ ⎠ S у виг2 h ⎛h⎞ ляді × arcsin 2 − ⎜ ⎟ . R ⎝ R⎠ (27) k= ρRS ⎛ S ⎞ ⎜ S − bR sin ⎟. bR ⎠ 2 P0 ⎝ (27) Висновки. В результаті проведеного дослідження процесу зношування матеріалів і покриттів при проведенні експериментальних випробувань на машинах Бринеля та завдяки математичному моделюванню повного описання процесу зношування, вдалося вивести багатофакторний критерій зносостійкості, який враховує об’ємний знос, враховує параметри зернистості, навантаження, лінійного зносу, площі поверхні стикання ролика і поверхні зразка, що дозволяє прогнозувати термін роботи деталей та вузлів тертя машин. Прогнозований знос можна досягти за наперед заданими умовами, завдяки більш раціональному підбору матеріалів і по- # 168 # Література ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl 13. Костецкий Б.И., Носовский И.Г., Караулов А.К. Поверхностная прочность материалов при трении. –К.: Техника, 1986. –296 с. 14. Хрущев М.М., Бабичев М.А., Абразивное изнашивание. – М.: Наука, 1970. – 251 с. 15. Кащеев В.Н. Сопротивление металлической поверхности абразивному разрушению // Долговечность трущихся деталей машин. – М.: Машиностроение, 1990. – Вып. 4 – С. 279-295. 16. Добровольский А.Г., Кошеленко Г.И. Абразивная износостойкость материалов. – К.: Техника, 1989. – 128 с. 17. Костецкий Б.И. Трение, смазка и износ в машинах. – К.: Техника, 1970. – 390 с. 18. Крагельский И.В. Трение и износ. –М.: Машгиз, 1962. – 383 с., 1968. – 480 с. 19. Зорин В.А. Основы долговечности строительных и дорожных машин. – М.: Машиностроение, 1986. – 248 с. 20. Тененбаум М.М. Износостойкость конструкционных материалов и деталей машин при абразивном изнашивании. – М.: Машиностроение, 1966, 331с. 21. Тененбаум М.М., Бернштейн Д.Б. Моделирование процесса абразивного изнашивания. Моделирование трения и износа: Материалы I межотраслевого научного семинара по моделированию трения и износа. М.: НИИмаш, 1967 г., с. 81-92. 22. Крагельский И.В., Добычин М.Н., Комбалов В.С. Основы расчетов на трение и износ, М.:Машиностроение, 1977., с. 319-326. 23. М.В. Гавриков, Р.И. Мазинг. Применение наследственно-стареющей модели изнашивания осесимметричной контактной задаче.//Трение и износ. -Том 10, -№6, 1989 г., с. 981-986. 24. А.Л. Рыжиков, В.М. Гронянов, Л.Г. Тараканчиков. Модель абразивного износа алюмооксидной керамики. //Трение и износ, -том 12, - №2, 1991 г., С. 361-364. 25. Сорокатый Р.В. Моделирование поведения трибосистем методом трибоэлементов // Трение и износ. – 2002. – Т.23, №1. – С. 16 – 22. 26. Федоров С.В. Обобщенная модель трения // Трение и износ. – 1993. – Т.14, №3. – С. 460 – 470. 27. Ходак М.О., Вишневський О.А. Нетрадиційний спосіб апроксимації експериментальних залежностей та його порівняльна оцінка з програмами системи “MathCAD” // Авиационно-космическая техника и технология. Научно-технический журнал. Харьков, ХАИ. -2004. -№6(14). -С. 15-23. 28. Ходак М.О., Вишневський О.А. Порівняльна оцінка нетрадиційного удосконаленого та класичного поліноміального методів апроксимації експериментальних залежностей абразивного зносу поверхонь матеріалів//Вісник Житомирського державного технологічного університету. Науковий журнал технічних наук. Житомир, ЖДТУ. – 2005, - №3(11). – С. 15-23. 29. М.Я. Выгодский. Справочник по высшей математике. М.: Изд-во “Наука”, главная редакция физико-математической литературы. 1973 г., с. 675, 689. Поступила в редакцію 17.06.06 р. Рецензент: д-р техніч.наук, професор В.В. Щепетов, зав. каф. технології аеропортів АКІ НАУ, м.Київ; Аннотация: Выполнено математическое моделирование процесса изнашивания при испытании материалов и покрытий на абразивную износостойкость при не жёстко закреплённых абразивных частицах. Выведена математическая модель критерия оценки материалов и покрытий на абразивную износостойкость, которая устанавливает связь между весовым износом и максимальным линейным размером глубины лунки, износом и площадью поверхности лунки, а также между величиной износа, объёмом лунки, плотностью и нагрузкой. Abstract: Mathematical modeling of wear process is executed at wear resistance test of materials and coverings with not rigidly fixed grit. The mathematical model of criterion of an estimation of materials and coverings abrasive wear resistance which determines weight wear dependence on the maximal linear size of dimple depth, wear dependence on dimple surface area and also size of wear dependence on dimple volume, density and loading is deduced. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 169 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl УДК 621.45.01+533.9.07 Г.К. Бахмет, А.В. Лоян, Т.А.Максименко, В.А.Подгорный Национальный аэрокосмический университет им. Н. Е. Жуковского “ХАИ”, Украина ПОСТРОЕНИЕ РЕГРЕССИОННЫХ МОДЕЛЕЙ РАБОТЫ СПД МАЛЫХ ТЯГ Аннотация: Представлены результаты предварительных экспериментов по исследованию СПД малой тяги, обработанных методом наименьших квадратов. Полученные результаты позволили выбрать основные факторы, влияющие на работу СПД, выбрать интервалы варьирования этих факторов и построить план полного факторного эксперимента. Проведенный эксперимент по этому плану представлен построенной регрессионной моделью работы СПД. Результаты работы показали, что для исследования СПД можно использовать планы полных факторных экспериментов. Математическая модель, метод наименьших квадратов, полный факторный эксперимент, разрядное напряжение, разрядный ток, расход рабочего тела, СПД, факторы Вступление В настоящее время существуют математические модели СПД средних тяг [1]. Актуальность создания СПД малых тяг (0.2Г), показала, что использовать существующие модели СПД для них проблематично. В настоящее время существуют только отдельные экспериментальные данные по влиянию различных факторов на рабочие процессы и характеристики СПД, что затрудняет построение надежной математической модели СПД. чае: создание моделей на уровне дифференциальных и интегральных представлений физики процесса и второе направление и проведение факторного эксперимента по построению моделей черного ящика. Объект исследования Для эксперимента выбран стационарный плазменный двигателя (СПД), схема которого представлена на рис.1. Размеры двигателя представляли: в диаметре 40 мм; толщина 50 мм. 1. Анод-газораспределитель, через который подается инертный газ ксенон. 2. Кольцевой канал, ограниченный диэлектрическими стенками. 3. Магнитная система, обеспечивающая создание в объеме кольцевого канала магнитного поля с необходимой конфигурацией магнитных силовых линий. 4. Катод - нейтрализатор (создает группу электронов для обеспечения процесса ионизации и группу электронов (основную) для компенсации заряда ионной струи). Схема электрических цепей СПД включала в себя источники питания: поджига катода, магнитной системы, анода, нейтрализатора, системы подачи рабочего дела. Обоснование выбора отклика и факторов СПД В общем виде математическую модель можно представить как: r r F (Y , X ) , Рис.1 – Схема СПД Можно выделить два направления в этом слу- где F - нелинейный алгебраический оператор; © Г.К. Бахмет, А.В. Лоян, Т.А.Максименко, В.А.Подгорный 2006 г. # 170 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl r Y - отклик модели (выходной параметр); r X - факторы, влияющие на работу СПД (век- тор независимых переменных). Факторы, влияющие на работу СПД, можно представить двумя группами величин: 1. Величины конструктивные, которые связаны с изменением геометрии СПД; 2. Величины энергетические, которые определяются с помощью измерений определенных величин на стенде. К первой группе можно отнести следующие геометрические параметры: а) размеры анода; б) размеры магнитной системы; в) размеры канала. Ко второй группе можно отнести: 1. Расход рабочего тела через двигатель m &. 2. Разрядное напряжение U p . 3. Разрядный ток I p . 4. Магнитное поле B . Необходимо также отметить, что работа СПД характеризуется также: тягой, тяговым к.п.д., энергетической ценой тяги, импульсом. Все эти представления определяются геометрическими размерами, расходом рабочего тела, разрядным напряжением и током. Эти величины представляют интерес с точки зрения оптимизации конструкции и в данной работе они не рассматривались. Если рассматривать величины второй группы, то к факторам предположительно можно отнести: 1. Расход рабочего тела m & , который обеспечивается анодом двигателя и нейтрализатором, что связано с двумя процессами: а) с количеством образования в двигателе ионов за счет процессов ионизации; б) количеством образования электронов, необходимых для получения квазинейтральной плазмы (процесса нейтрализации), обеспечивающей тягу двигателя. 2. Разрядное напряжение U p , которое обеспечивает создание разгонного потенциала для ускорения ионов двигателя до необходимой скорости. 3. Магнитное поле B. Для оценки магнитного поля можно использовать значение тока в катушке электромагнита, так как для магнитного поля выполняется зависимость: B = k ⋅ Im , где k - коэффициент пропорциональности. Следовательно, в качестве фактора, характеризующего магнитное поле, можно выбрать ток на магнитной катушке I m . плазменной среды является непостоянной величиной и связано в первую очередь с разрядным током и фактически с количеством ионов и электронов. Следовательно, возможно разрядный ток является показателем образовавшейся ионно-плазменной среды, а следовательно возможно и выходной величиной относительно энергетических показателей СПД. Приведенные рассуждения позволили выбрать в качестве факторов: - расход рабочего тела через двигатель m &; - разрядное напряжение U p ; - ток в цепи обмотки электромагнита I m . В качестве выходной величины можно выбрать: - разрядный ток I p . Предварительный эксперимент Предварительные эксперименты связанны с построением: I p = I p (m& ) , I p = I p (U p ) , I p = I p (I m ) . Их цель определить: - возможности варьирования факторами; - области линейности относительно выбранных параметров; - достоверность полученных экспериментальных данных. Экспериментальные данные аппроксимировались методом наименьших квадратов. Диапазон значений каждого фактора в эксперименте представлен тремя уровнями (табл.1). Таблица 1 Таблица уровней факторов В предположении, что зависимости могут представлять собой кривые второго порядка, для их построения использовалось по 5 точек. Для проведения эксперимента повторяющиеся точки не мерялись. Всего замерялось 81 точка по три раза, то есть 243 точек. Если бы не использовался по- Up Ip m& 1. Нижний уровень 180В 2А 0,25 мг/с 2. Средний уровень 240В 3А 0,3 мг/с 3. Верхний уровень 300В 4А 0,35 мг/с вторный результат, то нужно было бы мерить 135 по три раза, то есть всего 405 точек (в 1,7 раза меньше). Такой подход уменьшил время проведения эксперимента, хотя возможно и вносил определенные погрешности в построение зависимостей. ЗАМЕЧАНИЕ. Для СПД сопротивление ионноISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 171 # ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl При использовании метода наименьших квадратов анализ точности заключался в : оценке дисперсии коэффициентов регрессии и оценке дисперсии отклика, проверке значимости коэффициентов регрессии, проверке адекватности полученного уравнения путем построения доверительной области для отклика. Полученные результаты представлены в виде зависимостей разрядного тока от напряжения при определенном расходе и токе магнита. Кривые 1-го порядка имели вид: Ip02_20_1=0.064+0.000591Up Ip02_25_1=0.146+0.000224Up Ip02_30_1=0.101+0.000431Up Ip03_20_1=0.378-0.000204Up Ip03_25_1=0.218+0.000456Up Ip03_30_1=0.138+0.000792Up Ip04_20_1=0.152+0.000534Up Ip04_25_1=0.347+0.000419Up Ip04_30_1=0.25+0.000787U Кривые 2-го порядка записаны в идее: Ip02_20_2=-0.88+0.00902Up-0.0000187Up2 Ip02_25_2=—0.612+0.00699Up-0.0000150Up2 Ip02_30_2=-0.977+0.01Up-0.0000214Up2 Ip03_20_2=-0.209+0.0013Up-0.00000334Up2 Ip03_25_2=-0.522+0.00706Up-0.0000146Up2 Ip03_30_2=-0.283+0.00455Up-0.00000834Up2 Ip04_20_2=-1.245+0.013Up-0.0000277Up2 Ip04_25_2=-0.139+0.00476Up-0.00000962Up2 Ip04_30_2=0.245+0.000824Up-0.0000000948Up2 В обозначении использовались определенные условности. Пример: Ip02_20_1. Это значит: m& = 0,2 мг/с, I m = 2,0А, зависимость линейная. & = 0,3 мг/с, I m = 2,5А, Ip03_25_2. Это значит: m зависимость квадратичная. Анализ полученных зависимостей позволил сделать следующие выводы: 1. С увеличением расхода разрядный ток возрастает (рис. 2) 2. С увеличением расхода зависимость разрядного тока от напряжения приближается к линейной. 3. При расходах 0,4 мг/с рост магнитного поля приводит к росту разрядного тока (рис. 3). 4. При расходах 0,2-0,3 мг/с зависимость разрядного тока от магнитного поля более сложная. 5. При расходах больше 0,2 мг/с увеличение разрядного напряжения приводит к росту разрядного тока. Рис. 2 Рис. 3 Результаты проведения полного факторно- # 172 # го эксперимента Полученные результаты предварительного эксперимента позволили сымитировать проведение полного факторного эксперимента. Модель многофакторного эксперимента строилась в зависимости от трех факторов: I p = I p (m& , U p , I m ) . Кодированные величины соответствовали: Значение факторов. В кодированных факторах модель была определена в виде: Y = 0,318 + 0,014· x1 + 0,128· x 2 – 0,009· x3 – 0,001· x1 · x 2 + 0,002· x1 · x3 – 0,00975· x 2 · x3 + + 0,00525· x1 · x 2 · x3 . В некодированных величинах в заданных диаОбозначение кодированной Наименование величины Up x1 m& x2 Im x3 Разрядное напряжение Расход рабочего газа Ток магнита ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl пазонах изменения факторов можно записать: Up m& Im z min 200 0,2 2 Верхний уровень, z max 250 0,4 3 Значение факторов Нижний уровень, Интервал варьирования, Δh Основной уровень, z 0 25 0,1 0.5 225 0,3 2,5 Физикоматематическая модель процессов в плазменных двигателях с азимутальным дрейфом электронов: Учеб. пособие. – Нац. аэрокосмический унт «Харьк. авиац. ин-т.», 2001. – 90 с. Гмурман В.Е. Поступила в редакцию 25.05.2006 г. Рецензент: канд. физ.-мат. наук Головченко А.В. Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского “ХАИ”, Харьков. I p = -0,939 + 0,00343 U p + 4,22 m& +0,288 I m 0,0109 U p m& - 0,00111 U p I m - 0,191 m& + + 0,0042 U p I m m& . Вывод Результаты работы показали, что для исследования СПД можно использовать планы полных факторных (или дробных) экспериментов. Данная работа проводилась в рамках проекта УНТЦ №1936. Литература 1. Белан Н.В., Олендарев В.Д., Оранский А.И. Анотація: Представлено результати попередніх експериментів по дослідженню СПД малих тяг, оброблених методом найменших квадратів. Одержані результати дозволили вибрати основні фактори, що впливають на роботу СПД, вибрати інтервали зміни цих факторів та побудувати план повного факторного експерименту. Проведений експеримент по цьому плану представлено побудованою регресійною моделлю роботи СПД. Результати роботи показали, що для дослідження СПД можливе використання планів повних факторних експериментів. Abstract: The antecedent experiment results of low thrust SPT investigation which was treated by least-squares method are shown. The findings allows make basic factors choice of influence on SPT working. The variation intervals of these factors are found. The full factor experiment plan is defined. The experiment is made according this plan. The regression model of SPT working is made and represented. The work results show that it is possible to use full factor experiment plans for SPT investigation. ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 173 # АВТОРЫ НОМЕРА ë·ÓðÍ‡ Ë ËÒÔ˚Ú‡ÌËfl Барышева Е.С. научный сотрудник, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Гонтаровский П.П. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, ИПМаш им. А.Н. Подгорного НАНУ, г. Харьков Бахмет Г.К. кандидат технических наук, доцент, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Горин В.В. кандидат технических наук, доцент, докторант, Национальный технический университет Украины «КПИ», г. Киев Богуслаев В.А. доктор технических наук, профессор, Президент ОАО «Мотор Сич», г. Запорожье Грызлова Т.П. к андидат технических наук, доцент, РГАТА им. П.А.Соловьева, г. Рыбинск Бойко Л.Г. доктор технических наук, профессор, заведующая кафедрой, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Дайнеко В.И. кандидат технических наук, доцент, Национальный технический университет, г. Севастополь Борисов В.С. ведущий конструктор, ГП «Ивченко-Прогресс», г. Запорожье Былинкина О.Н. начальник сектора, ФГУП ЛИИ им. Громова, г. Жуковский Великанова Н.П. кандидат технических наук, доцент, Государственный технический университет им. А.Н. Туполева, г. Казань Войтенко С.А. зам. генерального директора, ОАО «Мотор Сич», г. Запорожье Волков П.В. зам. генерального конструктора, ФГУП ММПП «Салют», г. Москва Вишневский О.А. аспирант, Национальный авиационный университет, г. Киев Власенко П.А. студентка, Национальный авиационный университет, г. Киев Воронов Л.В. кандидат технических наук, доцент, Государственный технический университет, г. Пермь Гецов Л. Б. доктор технических наук, профессор, Государственный политехнический университет, г. Санкт-Петербург # 174 # Дашунин Н.В. начальник отдела по эксплуатации КС, ООО «Мострансгаз», пос. Газопровод Московской обл. Довженко В.Н. кандидат технических наук, доцент, главный научный сотрудник,ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе», г. Сумы Долматов А.И. доктор технических наук, профессор, декан факультета авиационных двигателей, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Долматов Д.А. аспирант, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Еремин А.А. инженер-конструктор, ОАО «НПО «САТУРН», г. Рыбинск Жулай Ю.А. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, Институт транспортных систем и технологий НАНУ, г. Днепропетровск Закиев Ф.К. кандидат технических наук, заместитель начальника отдела прочности, ОАО КПП «Авиамотор», г. Казань Запорожец В.В. доктор технических наук, профессор, Национальный авиационный университет, г. Киев Иванков В.А. заместитель главного конструктора, ОАО «Мотор Сич», г. Запорожье Кулаков А.Д. кандидат технических наук, начальник сектора, ФГУП ЛИИ им. Громова, г. Жуковский Ивченко А.В. инженер-конструктор, ГП НПКГ “Зоря”-“Машпроект”, г. Николаев Кучер А.Г. доктор технических наук, профессор, Национальный авиационный университет, г. Киев Калачев С.С. начальник сектора, ФГУП ЦИАМ им. П.И. Баранова, г. Москва Леонтьев С.А. кандидат технических наук, начальник лаборатории, филиал ОАО «Силовые машины»-ЛМЗ, г. Санкт-Петербург Калюжная В.А. ведущий конструктор, ГП «Ивченко-Прогресс», г. Запорожье Карускевич М.В. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, доцент, Национальный авиационный университет, г. Киев Ковальков В.К. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, Институт механики Государственного университета им. М.В. Ломоносова, г. Москва Ковальский А.Э. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, ИПМаш им А.Н. Подгорного НАНУ, г. Харьков Колос А.А. старший мастер, ОАО «Мотор Сич», г. Запорожье Конев И.П. старший преподаватель, Государственный технический университет, г. Пермь Костин Н.Н. ведущий конструктор, ГП «Ивченко-Прогресс», г. Запорожье Костюк В.Е. кандидат технических наук, ведущий научный сотрудник, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Коровин Б.Б. доктор технических наук, старший научный сотрудник, начальник лаборатории, ФГУП ЛИИ им. Громова, г. Жуковский Крюков И. И. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, ОАО «НПО ЦКТИ», г. Санкт-Петербург Лепешкин А.Р кандидат технических наук, старший научный сотрудник, начальник сектора, ФГУП ЦИАМ им. П.И. Баранова, г. Москва Лепешкин С.А. инженер, ФГУП ЦИАМ им. П.И. Баранова, г. Москва Локощенко А.М. доктор физ.-мат. наук, профессор, заместитель директора, Институт механики Государственного университета им. М.В. Ломоносова, г. Москва Лоян А.В. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Лугинина Н.С. инженер-конструктор, ОАО «НПО «САТУРН», г. Рыбинск Максименко В.А. старший научный сотрудник, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Максименко Т.А. аспирант, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Маркович С.Е. кандидат технических наук, старший преподаватель, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ» г. Харьков Мележик И.И. аспирант, ИПМаш им. А.Н. Подгорного НАНУ, г. Харьков Меша Е.М. зав. лабораторией, ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе», г. Сумы ISSN 1727-0219 Вестник двигателестроения № 3/2006 # 175 # Михайленко А.Н. зам. главного конструктора, ГП «Ивченко-Прогресс», г. Запорожье Можайская Н.В. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, ОАО «НПО ЦКТИ», г. Санкт-Петербург Назаров В.В. ведущий инженер, Институт механики Государственного университета им. М.В. Ломоносова, г. Москва Никитин Ю.А. кандидат технических наук, доцент, докторант, Национальный авиационный университет, г. Киев Нихамкин М.Ш. доктор технических наук, профессор, директор Института авиационного двигателестроения и газотурбинных технологий, Государственный технический университет, г. Пермь Подколзин В.Г. доктор технических наук, старший научный сотрудник, Генеральный директор, ЗАО «НМЦ НОРМА», г. Москва Покатов О.В. зам. генерального директора, ОАО «Мотор Сич», г. Запорожье Полунин И.М. ведущий конструктор, ЗАО «НМЦ НОРМА», г. Москва Попов В.В. ведущий инженер, ЗАО «НМЦ НОРМА», г. Москва Прибора Т.И. инженер-конструктор I категории, ГП «Ивченко-Прогресс», г. Запорожье Радченко Н.И. доктор технических наук, профессор, Государственный гуманитарный университет им. П. Могилы, г. Николаев Новотный С.В. кандидат технических наук, научный сотрудник, Институт механики Государственного университета им. М.В. Ломоносова, г. Москва Рыбников А.И. доктор технических наук, старший научный сотрудник, заведующий отделом, ОАО «НПО ЦКТИ», г. Санкт-Петербург Олейник А.В. кандидат технических наук, доцент, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Сирота А.А. кандидат технических наук, доцент, заведующий кафедрой, Государственный гуманитарный университет им. П. Могилы, г. Николаев Парафейник В.П. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, главный конструктор проектов, ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе», г. Сумы Тарасенко М.А. аспирант, Государственный гуманитарный университет им. П. Могилы, г. Николаев Петров В.В. кандидат технических наук, старший научный сотрудник, ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе», г. Сумы Пиралишвили Г.Ш. ведущий инженер, ОАО «НПО «Сатурн», г. Рыбинск Токарев А.Д. старший научный сотрудник, ОАО «Сумское НПО им. М.В. Фрунзе», г. Сумы Тышкевич А.В. студент, Национальный авиационный университет, г. Киев Фандеев В.Н. зам. председателя правления, ОАО «Днепропетровский агрегатный завод», г. Днепропетровск Планковский С.И. кандидат технических наук, доцент, помощник ректора, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Фесенко К.В. научный сотрудник, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Подгорный В.А. кандидат технических наук, доцент, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Ходак Н.О. кандидат технических наук, доцент, Национальный авиационный университет, г. Киев # 176 # Хориков А.А. доктор технических наук, профессор, начальник отдела, ФГУП ЦИАМ им. П.И. Баранова, г. Москва Шелковский М.Ю. инженер-конструктор, ГП НПКГ “Зоря”-“Машпроект”, г. Николаев Цегельник Е.В. научный сотрудник, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Шепель В.Т. доктор технических наук, профессор, начальник отдела сертификации авиационных двигателей и промышленных ГТУ, ОАО «НПО «Сатурн», г. Рыбинск Червонюк В.В. доктор технических наук, старший научный сотрудник, зам. начальника ОКБ, ОАО «НПО «Сатурн», г. Рыбинск Шереметьев А.В. кандидат технических наук, начальник отдела прочности, ГП «Ивченко-Прогресс», г. Запорожье Черныш И.Г. доктор технических наук, профессор, Национальный технический университет Украины «КПИ», г. Киев Шимановская Н.А. аспирант, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», г. Харьков Чупин П.В. начальник бригады, ОАО «НПО «САТУРН», г. Рыбинск Шмотин Ю.Н. кандидат технических наук, заместитель генерального конструктора, ОАО «НПО «САТУРН», г. Рыбинск Шаровский М.А. инженер-конструктор, ГП НПКГ “Зоря”-“Машпроект”, г. Николаев ISSN 1727-0219 Шульженко Н.Г. доктор технических наук, профессор, заведующий отделом, ИПМаш им А.Н. Подгорного НАНУ, г. Харьков Вестник двигателестроения № 3/2006 # 177 # Вісник двигунобудування №3(13)/2006 науково-технічний журнал Головний редактор Заст. гол. редактора д-р техн. наук Ф. М. Муравченко д-р техн. наук О. Я. Качан д-р техн. наук А. I. Долматов Оригінал-макет підготовлено в редакційно-видавничих відділах ЗНТУ і ВАТ "Мотор Січ" Комп’ютерна верстка та переддрукарська підготовка М.Д. Хош Коректори О.Є. Носик, З.А. Костенко Передрукування матеріалів тільки з дозволу редакції При використанні матеріалів посилання на журнал є обов’язковим Матеріали публікуються мовою оригіналу Рукописи, фотокартки та носії інформації не повертаються Здано до друку 28.08.2006 р. Папір Xerox 80 г/м2, видавнича система DocuTech-135, зам. 3953, накл. 300. Надруковано видавничим комплексом ВАТ "Мотор Січ" Україна, 69068, Запоріжжя, вул. 8 Березня, 15, тел. (0612) 720-42-49,720-49-55 # 178 #

- Головна

Похожие документы

Разделы

Поддержка

- Головна

Похожие документы

Добавить этот документ в коллекции

Добавить этот документ в сохраненные

Предложите, как улучшить StudyLib