Конструкция АЛ-31ф

Перехідний корпус установлений між каскадами компресора і розділяє повітря, що надходить із компресора низького тиску, на два потоки: у зовнішній і внутрішній контури. Перехідний корпус є основним силовим вузлом двигуна.

У ньому встановлена: задня опора ротора КНТ, передня опора ротора КВТ і відцентрова конічна передача (ВКП).

Конструктивно перехідний корпус виконаний звареним і складається із зовнішнього кільця, внутрішнього кільця, дванадцяти стійок та роздільного кільця.

Ротор компресора високого тиску (КВТ) барабанно-дискової конструкції. Складається з дисків із робочими лопатками, передньої цапфи, вала, що з'єднує ротор КВТ з диском ТВТ, і диска лабіринту.

Барабан ротора складається з двох секцій, чотирьох сталевих дисків. Перша секція включає диски першого, другого й третього ступенів, друга - диски четвертого, п`ятого і шостого ступенів. З'єднання дисків у секціях здійснюється електронно-променевим зварюванням. Перша, друга секції й передня цапфа з'єднані між собою призоними болтами. Крім цього перша й друга секції по ободу диска 3 і 4 ступенів з'єднуються радіальними штіфтами. З'єднання другої секції з дисками 7, 8, 9 ступенів, диском лабіринту й валом, здійснюється стяжними болтами.

Диски КВТ виконані із центральними отворами. Вони мають порівняно тонкі полотна й масивні маточини. Наявність масивних маточин пояснюється значним діаметром центральних отворів для розміщення вузла упорного підшипника КВТ і вала турбіни вентилятора.

Лопатки встановлені на ободах дисків у поперечних пазах із профілем "ластівкін хвіст".

   4.3Розрахунок робочої лопатки на статичну міцність

       Методика розрахунку робочої лопатки на статичну міцність

Методика розрахунку приведена на основі даних [17].

Діюча на елемент dr відцентрова сила dРц дорівнює:

При наличії бандажної полки, маючій об’єм Vп и розташованої на радіусі Rп, в перерізі пера  з радіусом r>Rп являється допоміжна відцентрова сила полки Pп:

Рп = rw2RпVп

У рамках стержневої моделі напруження розтягу розподілені в поперечних перерізах пера лопатки рівномірно:

На малюнку зображені зусилля, діючі на елемент робочої лопатки турбіни при обтіканні його струмом газу. Використовуючи  теорему кількості руху для рухливої середи, получимо вираз для інтенсивності осьової та окружної нагрузок:

,

де : Gг – секундний розхід газу; p1, p2 – тиск газу переді за лопаткою; С1а, С2а – осьові складові швидкості; С1и, С2и – окружні складові швидкості; Z– число лопаток.

 

Згинаючі моменти визначаються інтеграцією:

 

Для мінімізації нагрузки при проектуванні лопатки робляться виноси центрів тяжості. Виноси робляться як  в осевому, так і в окружному напрямку.

 

На елемент діє відцентрова сила dPц, яка дорівнює:

У плоскості обертання roy згибаючий момент дають складові сили dРц на вісі rі у, котрі можна визначити рахуя малим кутом a між віссю  r та напрямком дії dРц

Тоді згибаючі моменти від відцентрових сил Mцх та Mцу, діючі в перерізі на радіусі R, визначаються наступним чином:

Напруження і згину від відцентрових сил sиц визначаються  по тим же залежностям, що і від газодинамічних сил

У співвідношенні із прийнятим для приблизних розрахунків принципом суперпозиції сумарні напруги являють собою суму напруг розтягу, згину від відцентрових сил і згину від газодинамічних сил:

Ціна пруги визначають для характерних точок профілю А, В і С в декількох перерізах по висоті лопатки.

Критерієм статичної міцності лопаток служить величина запасу міцності, який визначається як співвідношення достатньої напруги sпред к найбільшому сумарному:

 

                           

 

 

 

 

 

Розрахунок напруги в лопатці

Для розрахунку напружень в лопатці використовувались методика розрахунку робочої лопатки на статичну міцність.

С початку розділимо лопатку на 19 рівних відрізків для точності розрахунку. Побудуємо графік зміни площі поперечного перерізу по довжині лопатки.

Мал.4.1.Графік зміни площі поперечного перерізу по довжині лопатки.

З графіку беремо значення Fi у розрахункових перерізів та введемо їх в таблицю

 

Табл.4.1.Результати розрахунку напружень розтягання лопаток

 

№№ перерізу	Ri ,   м	Fi,   м2	,Н	,Н/м2
Множник	10-3	10-6	-	-
18-18	183	10,00	0,000	0
17-17	181,4	11,36	107,628	9475910
16-16	179,9	12,66	227,590	17985049
15-15	178,3	13,89	359,045	25851137
14-14	176,8	15,06	501,171	33274352
13-13	175,2	16,18	653,161	40386116
12-12	173,7	17,23	814,222	47277223
11-11	172,1	18,21	983,579	54013306
10-10	170,6	19,14	1160,472	60643860
9-9	169	20,00	1344,159	67207748
8-8	167,4	20,81	1533,910	73736724
7-7	165,9	21,55	1729,014	80257766
6-6	164,3	22,22	1928,776	86794691
5-5	162,8	22,84	2132,514	93369309
4-4	161,2	23,40	2339,565	1E+08
3-3	159,7	23,89	2549,281	1,07E+08
2-2	158,1	24,32	2761,029	1,14E+08
1-1	156,6	24,69	2974,193	1,2E+08
0-0	155	25,00	3188,172	1,28E+08

 

Для розрахунку відцентрової сили dPц, яка дорівнює:

знаходимо , з графіку (Мал.5.1.) визначаємо рівняння зміни площі за довжиною:

Визначимо залежність відцентрової сили від радіусу:

Знайдемо напруження розтягу:

 Мал.4.2.Графік зміни напружень розтягу по довжині лопатки.

 

 

Проведемо розрахунки напружень згину від дії газодинамічних сил :

а) визначаємо згинальні моменти Мх і Му , використовував дані інтенсивності навантажень Ра та Рu з таблиці початкових даних

У середини перерізі:

Мх = +  Ра (R0 - Ri)2= -0,107 Нּм;      Му = -  Рu (R0 - Ri)2.= 0,202 Нּм

У кореневому перерізі:

Мх = +  Ра (R0 - Ri)2 = -0,673 Нּм;      Му = -  Рu (R0 - Ri)2.= 0,785 Нּм

Моменти Мх і  Му  показати на профілю (рис. 3) у вигляді векторів (важливо показати іх напрям дії).

б) Визначити згинальні моменти відносно головних центральних осей

Мή  та Мξ  .

У середньому перерізі:

Мή  = Мхּsinα +Myּ cosα= -0,00591 Нּм ;

Мξ = Мхּcosα - Myּsinα= -0,22888 Нּм.

У кореневому перерізі:

Мή  = Мхּsinα +Myּ cosα= -1,01408 Нּм;

Мξ = Мхּcosα - Myּsinα= -0,20532 Нּм.

в) Визначити напруження згину у трьох найбільш напружених точках перерізів  які  розрахововуються ( точки  А,Б,В щодо профілю перерізу).

σu АБВ  = ( Мη/Jη ( ξ (Мξ / Jξ);

У середньому перерізі:

σuА = -2,66263 ּ106 Па;

σuБ = -0,61213ּ106 Па;

σuВ =2,397935 ּ 106  Па.

У кореневому перерізі:

σuА = -39,3045 ּ106 Па;

σuБ = -42,2536ּ106 Па;

σuВ = 41,17676 ּ106  Па.

.

Відповідно до принципу суперпозиції суміруються напруження розтягування σрі  та згину в кожному розрахунковому перерізу лопатки та в кожной характерной точці профілю (розподіл напружень розтягання у перерізів прийняти рівномірним ).

σΣі = σрі + σuі .

У середньому перерізі:        σΣА= 82,59854 ּ106 Па;

σΣБ= 84,64904 ּ106 Па;

σΣВ= 87,65911 ּ106 Па.

У кореневому перерізі:       σΣА= 70,92619 ּ106 Па;

σΣБ= 67,9772 ּ106 Па;

σΣВ= 151,4075 ּ106 Па.

Визначимо коефіцієнти запасу статичної міцності лопатки у кожному розрахунковому перерізі за формулої

                                               Km =   σ tτ  /σΣi ,

де   σΣi – додається з пункту 9 для більш напруженої точці профілю;

        σ tτ – границя  витривалості матеріалу лопатки при температурі розрахункового перерізу, значення якої береться з рисунку 4 для подвійної витрівалості  розрахункового режиму.

Подвійний  час роботи на злітному режимі еквівалентний , у першому приближенні , часу роботи двигуна за ресурс на усіх режимах.

Результати розрахунку додаються до таблиці (4.2) та малюнків (4.1-4.6). По довжині лопатки будуються криві σΣ , температура лопатки, границя витривалості матеріалу (σ tτ  ) та коефіцієнт запасу міцності (Кm  ).              Таблиця 4.2

№№ перерізів	Точка з	σΣмах	Тл	σ tτ	Km
	σмах,	МПа	К	МПа
0-0	-	-	293,00	-
1-1	8,06	44,31	293,00	1 020,00	23,02
2-2	16,12	79,39	293,00	1 020,00	12,85
3-3	24,17	109,43	293,00	1 020,00	9,32
4-4	- 4,97	93,19	293,00	1 020,00	10,95
5-5	- 9,93	100,30	293,00	1 020,00	10,17
6-6	9,27	129,43	293,00	1 020,00	7,88

 

Мал. 4.3. Графік зміни напружень розтягу по довжині лопатки.

 

Мал. 4.4. Графік зміни температури від довжини лопатки

Мал. 4.5. Графік зміни границі витривалості матеріалу (σ tτ  ) від довжини лопатки

Мал. 4.6. Графік зміни коефіцієнту запасу міцності (Кm ) від довжини лопатки

 

 

 

 

 

 

 

 

 

З графічних залежностей ми бачимо:

1. Нормальні напруження, обумовленні дією відцентрової сили змінюються в межах довжини лопатки майже лінійно і досягають максимального значення =120 МПа у кореневому перерізі. Запас міцності у цьому перерізі дорівнює 5,5, що дає можливість зробити висновок що лопатка переобтяжена.
2. Згинальний момент, обумовлений дією окружної та радіальної складової швидкості обтікання збільшує величини напружень в носку на 60%, хвостику лопатки на 34%, та зменшує напруження на спинці лопатки на 45%.
3. Величина запасу міцності на найбільш навантаженій ділянці (від кореневих до середніх перерізів) змінюється в нешироких межах і складає в середньому 3,7.
4. З аналізу залежності коефіцієнту запасу міцності по довжині лопатки можна зробити висновок що ділянка від середнього до кінцевого перерізів не критична до статичних пошкоджень (запас міцності збільшується від 4,6 до 55 на кінці лопатки). Забоїни в межах цієї ділянки не призведуть до її руйнування.
5. міцності дає можливість полегшити конструкцію лопатки, зробити її порожнистою та організувати систему конвективного охолодження, що дозволить збільшити ресурс турбіни; або зменшити площі перерізів і зменшити масу турбіни Для ділянки від кореневого до середнього перерізів можлива наявність забоїн, що дають коефіцієнт концентрації напружень до 2 – 2,5 одиниць.
6. Задана форма температурного поля не призводить до значної зміни запасу міцності лопатки.
7. Закид частоти обертання ротора на 5% зменшує запас міцності лопатки у критичному перерізі на 5,6%.
8. Надлишковий запас.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Відомості конструкційних матеріалів

Деталі	Дані по матеріалу				Максимальна температура деталей,  К
	Марка	Границя  міцності
		σв	Ψ,%	σ0.2
Лопатки ОК	ВТ-8	>100	500	440	774
Диск Компресора.	Сталь 12х17	40	50	25	1023
Диск турбіни	Сталь 20х13н4г9	65	55	40	-
Трубопроводи	А мг2	23	12	-	-
Камера згоряння	ОТ4	70-80	34-55	-	500