автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.03, диссертация на тему:Исследование прочностных характеристик и проектирование бандажированных лопаток ГТД

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «МАТИ» - Российский государственный технологический университет им. К.Э.Циолковского

на правах рукописи

УДК 621.438.

Пипопуло Андрей Владимирович

ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЧНОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК И ПРОЕКТИРОВАНИЕ БАНДАЖИРОВАННЫХ ЛОПАТОК ГТД

Специальность: 05.07.03- Прочность и тепловые режимы летательных

аппаратов

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

МОСКВА 2006

Работа выполнена в ГОУ ВПО «МАТИ»- Российском государственном технологическом университете им. К. Э. Циолковского

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор Попов В.Г.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Агамиров Л.В.

Ведущее предприятие: Защита состоится «

доктор технических наук Хориков А. А.

ФГУГТ ТМКБ «Союз»

2006г. в «

» часов

на заседании диссертационного совета Д 212.110.07

ГОУ ВПО «МАТИ»- Российского государственного технологического

университета им. К. Э. Циолковского, по адресу: 119111, г. Москва,

ул. Оршанская., 14,д.З.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГОУ ВПО «МАТИ»- Российского государственного технологического университета им. К. Э. Циолковского.

Автореферат разослан «_

2006г.

Отзывы в двух экземплярах (заверенные печатью учреждения) просим присылать по адресу: 121552, г. Москва, Г-552, ул. Оршанская 3, ГОУ ВПО «МАТИ»- Российский государственный технологический университет им. К. Э. Циолковского, ученому секретарю диссертационного совета Д 212.110.07

Ученый секретарь

диссертационного Совета Д 212.110.07 кандидат технических наук, доцент

В.А. Чуфистов

I. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ АКТУАЛЬНОСТЬ.

В современных условиях развития газотурбинных двигателей и энергетических силовых установок, когда между предприятиями существует конкуренция и они вынуждены снижать серийность, расширять номенклатуру изделий, предлагать их различные модификации, требуется существенно сокращать сроки и повышать качество проектирования турбомашин, в том числе, путем внедрения новых конструктивно-технологических решений.

Надежность и ресурс современных газотурбинных двигателей во многом определяются безотказностью лопаток турбокомпрессора. Высокая сложность комплекса эксплуатационных воздействий на лопатки, разнообразие их конструкции и динамика нагружения определяют необходимость учета большого числа факторов при проектировании и доводке лопаток. В связи с этим трудоемкость и продолжительность процесса создания ГТД в основном определяется затратами и длительностью проектирования и доводки лопаток турбокомпрессора.

В современных ГТД для лопаток с большой относительной высотой бандажная полка является важным конструктивным элементом, обеспечивающим необходимые аэродинамические, вибрационные (динамические) и прочностные характеристики. Величина монтажного зазора (или натяга) между контактными поверхностями бандажных полок соседних лопаток, в свою очередь, определяет не только удобство сборки рабочего колеса, но и работоспособность лопаток и, следовательно, всего ГТД в целом. Наиболее ответственными элементами бандажной полки являются контактные поверхности. Положение контактных поверхностей в пространстве влияет на динамику и прочность лопаток неоднозначно и должно учитываться при их проектировании и доводке.

В настоящее время указанные проблемы и закономерности изменения параметров прочности в зависимости от конструктивно-технологических факторов и динамической нагруженное™ лопаток изучены недостаточно, что затрудняет создание моделей для исследования кинетики напряженно-деформированного состояния бандажированных лопаток с большой относительной высотой, эксплуатирующихся на различных режимах.

На каждом этапе проектирования ГТД актуальны вопросы: -правильного выбора расчетных методов оценки параметров динамики и прочности;- определения необходимого объема работ; -последовательности различных типов расчетов; -согласованности действий с другими аспектами формирования облика лопатки (аэродинамика, охлаждение, конструкция), входящих в комплекс мероприятий по оптимизации процесса проектирования лопаток. Организационно методологическая оптимизация этих задач, опирающаяся на их формализованные решения, позволит

сократить время создания новых элементов газотурбинных двигателей и необходимые для этого человеческие ресурсы при одновременном повышении качества и надежности лопаток и, следовательно, всего ГТД в целом.

Высокая сложность функционирования и недостаточная изученность динамической нагруженности бандажированных лопаток с большой относительной высотой, а также необходимость развития методологии проектирования и доводки турбокомпрессора ГТД с широким использованием современных компьютерных технологий проектирования, определили актуальность исследований, направленных на совершенствование высокоинформативных методов и средств проектирования лопаток, а также посвященных развитию информационной базы для обоснованного выбора и прогнозирования их прочностных характеристик при проектировании и техническом обслуживании ГТД.

ЦЕЛЬ РАБОТЫ: «Повышение эффективности создания и эксплуатации газотурбинного двигателя путем совершенствования методологии проектирования лопаток турбокомпрессора»

Для достижения указанной цели необходимо решить следующие задачи:

1.Провести анализ математических моделей и расчетных алгоритмов прочностных характеристик лопаток. Определить области эффективного применения моделей различного уровня сложности при проектировании лопаток ГТД.

2.Сформировать аппаратно- методологическую базу исследования динамической нагруженности лопаток, включающую методики и оборудование, для оценки их работы в составе ГТД.

3.Исследовать динамику и определить основные закономерности прочностных характеристик лопаток турбокомпрессора, включая бандажированные лопатки с большой относительной высотой.

4. Разработать критерии, и методику прогнозирования эксплуатационных характеристик лопаток с учетом монтажного зазора и положения контактных поверхностей бандажных полок при эксплуатации. НАУЧНАЯ НОВИЗНА.

1 .Разработана концепция комплексного применения моделей различного уровня сложности и расчетных алгоритмов прочностных характеристик на этапах проектирования лопаток ГТД.

2.Созданы модели и методики прогнозирования влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток турбокомпрессора.

3.Создан комплекс методов и средств динамических испытаний ротора турбомашины и установлены характеристики динамической нагруженности лопаток турбокомпрессора в условиях эксплуатации ГТД.

4.0пределены закономерности влияния монтажного зазора и положения контактных поверхностей бандажных полок на кинетику напряженно-деформированного состояния (НДС) лопаток с большой относительной высотой.

ДОСТОВЕРНОСТЬ РЕЗУЛЬТАТОВ.

Обоснованность и достоверность научных результатов, выводов и рекомендаций, сформулированных в диссертации, обеспечены применением адекватного математического аппарата теории авиационных газотурбинных двигателей, апробированных методов технических измерений и подтверждены совпадением результатов моделирования и

экспериментальных данных.

НА ЗАЩИТУ ВЫНОСЯТСЯ:

Научно обоснованные предпосылки методологии проектирования турбомашин ГТД, включающие разработанные комплексы методов, модели и средства определения прочностных характеристик лопаток ГТД. Закономерности влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток турбокомпрессора ГТД.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ РАБОТЫ.

Результаты проведенных исследований являются научной базой для реализации эффективных моделей создания и эксплуатации ГТД. Разработанные методики и модели определения технического состояния, установленные закономерности изменения прочностных характеристик лопаток турбокомпрессора в зависимости от динамики нагружения и конструктивно-технологических факторов обеспечивают повышение надежности ГТД и сокращение затрат на их создание и обслуживание.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ.

Основные положения и результаты работы докладывались на Четвертом Международном Аэрокосмическом конгрессе 1АС*2003, Международной научно-технической конференции "Авиация и космонавтика 2003", Международной молодежной научно-технической конференции «Гагаринские чтения» в 2005 году, Всероссийской научно-технической конференции «Новые материалы и технологии НМТ» в 2004-2005 годах.

ПУБЛИКАЦИИ.

По результатам диссертации опубликовано 11 печатных работ, приведенных в списке литературы в конце данной работы.

СТРУКТУРА И ОБЪЕМ РАБОТЫ.

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов и содержит 176 страниц машинописного текста, 68 рисунков, 8 таблиц, список литературы 71 наименование.

II. СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, приводится краткая характеристика работы.

В первой главе на основании анализа основополагающих трудов Биргера И.А., Шорра Б.Ф., Петухова А.Н., Ножницкого Ю.А., Дульнева P.A., выполненных в ЦИАМ им. П.И. Баранова, а также работ Хорикова A.A., Мэнсона С.С., Свенсена Г..А. и др., проведена оценка состояния проблемы создания и качественного функционирования лопаток турбокомпрессора ГТД.

Отмечено, что лопатки турбокомпрессора являются одними из наиболее напряженных и ответственных деталей двигателя, разрушение которых приводит к выходу из строя двигательной установки в целом. Повышение надежности и работоспособности ГТД тесно связано с оптимизацией динамических параметров и прочностных характеристик лопаток. Требования сокращения сроков и затрат на создание ГТД определяет существенное сокращение экспериментального этапа отработки конструкции лопаток, определяя приоритет расчетного прогнозирования их параметров и характеристик. Широко используемые одномерные модели лопаток в настоящее время уже не могут полностью удовлетворить возрастающим требованиям точности расчетов, и поэтому применяются более сложные двух и трехмерные модели расчета напряжённо-деформированного состояния (НДС). Однако, с углублением уровня разбивки трехмерных моделей многократно возрастает трудоемкость их создания и время вычислительных процессов, что выдвигает задачу комплексного использования моделей всех уровней сложности на различных этапах создания лопаток.

Развитие аналитических методов определения прочностных характеристик лопаток в условиях, максимально приближенных к эксплуатационным, требует расширения информационной базы по характеристикам динамической нагруженности лопаток и развития методов и средств их испытаний в условиях эксплуатации ГТД.

Отмечено, что важным конструктивно-технологическим фактором лопаток с относительной большой высотой являются конструкция и особенности сопряжения ( величина монтажного зазора и положение

контактных поверхностей) их бандажных полок. Влияние этих факторов на вибрационные и прочностные параметры лопаток неоднозначно и требует поиска оптимального сочетания конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов. Эффективное решение этой сложной задачи требует максимальной организационно- методологической формализации, позволяющей снизить влияние субъективного фактора, сократить сроки и трудоемкость выбора решения.

На основании проведенного анализа были сформулированы цель и задачи исследования.

Во второй главе приведены результаты анализа комплекса математических моделей и расчетных алгоритмов применяемых в настоящее время для проектирования лопаток ГТД, который включает в себя стержневые(Ш), плоские(С>30) и объемные(ЗБ) модели НДС.

Проведено сравнение результатов вычисления напряжений и местных запасов статической длительной прочности охлаждаемой турбинной лопатки по Ш и <33Б моделям. Результаты сравнения приведены в таблице 1. Как видно из таблицы совпадение результатов очень хорошее. Однако в отличие от Ш модели, которая позволяет получить только продольные напряжения (ст.,) ОЗЭ модель учитывает интенсивность напряжения а, в плоскости сечений лопатки, что ближе к ее реальному напряженному состоянию. Поэтому нормируемые величины запасов прочности могут быть уменьшены. К тому же в отличие от Ш модели изложенный подход позволяет учесть особенности анизотропии свойств монокристаллических лопаток.

Таблица 1

Сравнение результатов расчетов, полученных с использованием Ш и 030 моделей

Сеч. Я, мм 284.5 259.7 270.9 282.1 293.3 303.5

Ю ОЬ МПа 515 488 428 421 267 215

Кт тш 1.71 1.78 1.53 1.42 1.81 2.07

ОЗЭ о,, МПа 511 326 407 332 256 79

Кщшш 1.75 1.74 1.6 Ш 1.81 221

Сравнение результатов расчетов, полученных с использованием С>30 и ЗО моделей для сечений пера охлаждаемой рабочей и сопловой лопаток турбины приведены соответственно в таблице 2.

Сравнение проводилось по результатам расчета, полученным с использованием комплекса программ АВАриБ.

Таблица 2

Сравнение результатов расчетов, полученных с использованием (}30 и ЗЭ моделей. Среднее сечение пера (11=878 мм) охлаждаемой рабочей лопатки турбины

Особые кэ Расположение МЦУ Интенсивное Температура

точки модель точки [циклы] ть напряжений CTi [МПа] Т, [°С]

1 Q3D Выходная кромка > 104 94 901

3D Выходная кромка > 104 85 901

2 Q3D Внутренняя > 104 475 596

полость

3D Внутренняя полость > 104 461 597

3 Q3D Входная кромка > 104 159 812

3D Входная кромка > 104 158 811

Как видно из данных, приведенных в таблицах 1 и 2 результаты, полученные по С?30 методике оказались очень близкими к результатам трехмерного расчета с 15-ти узловыми элементами, проведенным с помощью программного комплекса АВАРШ. При этом трудоемкость подготовки расчетной ()30 модели, а, значит, и сроки вычислений значительно уменьшены по сравнению с 30 моделью.

При этом отмечено, что эффективность прочностных расчетов лопаток турбокомпрессора может быть повышена путем целесообразного сочетания на различных этапах проектирования лопатки одно- двух и трехмерных моделей ее напряженно деформированного состояния.

В третьей главе приведены результаты экспериментальных исследований динамической нагруженности лопаток турбокомпрессора в условиях, имитирующих эксплуатационные режимы ГТД. Разработан способ динамических испытаний на устойчивость ротора турбокомпрессора, включающий подачу воздуха (при ступенчато нарастающем давлении) к месту торцевого контакта исследуемого диска с соседним и регистрацию регулярных колебаний, величина которых характеризует устойчивость ротора. А также разработана экспериментальная установка для исследования случайных колебаний лопаток (рис.1).

Было проведено экспериментальное исследование случайных колебаний лопаток компрессора низкого давления (КНД). Неоднородность потока перед вентилятором изменялась с помощью постановки различных интерцепторов во входном устройстве. Случайные колебания лопаток возбуждались во всех четырех ступенях КНД, максимальные напряжения имели примерно один уровень, несмотря на то, что лопатки первых трех ступеней были бандажированными, а четвертой - консольными. Уровень максимальных напряжений увеличивался при возрастании безразмерной интенсивности пульсаций (параметра е= SP/P). Таким образом, уровень напряжений av (рис.2) при оценке его по максимальным выбросам при постоянной безразмерной интенсивности пульсаций полного давления был примерно пропорционален осредненной величине полного давления.

Эксперименты показали, что уровень максимальных напряжений практически не зависит от приведенной частоты вращения ротора, если при этом интенсивность пульсаций полного давления сохраняется постоянной. В подавляющем большинстве испытаний при пусках двигатель работал без роста переменных напряжений. Кратковременный рост переменных напряжений продолжительностью не более ~0,3с отмечался только при помпажах двигателя. Причем напряжения увеличивались только на рабочих лопатках II ступени при низкочастотных колебаниях ( наибольшее увеличение среднего уровня переменных напряжений составило не более Доу = 22 МПа.

Проведены экспериментальные исследования влияния температуры до О =199°С и давления до р'^ =2,59*105 Па на входе, в КНД уровень переменных напряжении в лопатках.

*

При этом отмечен заметный рост уровня <rv только с повышением рт .

Переменные напряжения <rv во всех лопатках КНД на резонансах при колебаниях по низшему тону повышаются по сравнению со стендовыми условиями приблизительно в 1,3 раза, а при высокочастотных колебаниях приблизительно в 1,4 раза. С повышением давления газа перед ступенью пропорционально ему увеличивается интенсивность возбуждающей силы и возрастает аэродинамическое демпфирование.

Проведены исследования автоколебаний рабочих лопаток КНД. В начальный период автоколебания охватывали относительно широкий диапазон приведенных частот вращения п„р 0,6^- 0,85. Обработка результатов тензометрирования проводилась с использованием спектрального анализа и показала, что автоколебания имели частоты, соответствующие второму семейству совместных колебаний лопаток в венце / = 760 - 860 Гц. Развитые автоколебания происходили с числом узловых диаметров 4-^8 при движении волны деформации в направлении вращения

а

А

СГ

6

о,ъъ

45и

\

А-А

б ~ б

КИЯ

РлХ.Жет

г* а, 5

мЖст

г/г

Рис.1 Схема экспериментальной установки и измерений о - датчики пульсаций полного давления; ° - тензодатчики

колеса. Последнее обстоятельство стало в настоящее время для всех бандажированных колес диагностическим признаком автоколебаний.

Установлены закономерности влияния неравномерной установки по углам лопаток входного направляющего аппарата (ВНА) ("разноуголицы") на возникновение автоколебаний. В исследованных диапазонах изменения параметров компрессора "разноуголица" усиливала общую

неравномерность потока, от которой на лопатках рабочего колеса 1 ступени наблюдались резонансы 4^8 гармоник. На натурном турбокомпрессоре проведено экспериментальное исследование взаимовлияния резонансных колебаний и автоколебаний с использованием спектрального анализа.

«V,

МПя 60

40

20

0

РЛ2 |

%

Щ- •

в тоо гц • ЮООГц

60 40 20 О

РЛ 4 и Г"

с в пОП

/ "о

¡бдоо г

° ЗвОГц • ЮООГЦ

2000

8000 5р , Па

2000 8000 др , Па

Рис.2. Зависимость максимальных напряжений в лопатках от интенсивности пульсаций полного давления

Исследованы и обоснованны конструктивные изменения, связанные со смещением антивибрационной полки на 14 мм в направлении периферии (отношение расстояния от хвостовика до полки к высоте лопатки изменялось от 0,733 до 0,79). Это привело к раздвижке частот по второму и третьему семействам форм колебаний. Колебания третьего семейства форм с частотой 1000 Гц стали превалировать по амплитуде над колебаниями других семейств в процессе дросселирования от самых нижних точек напорных характеристик до помпажа во всем исследованном диапазоне частот вращения.

Эффективность смещения бандажной полки рабочих лопаток I ступени на больший радиус проверялась при автономных испытаниях компрессора:

1) с гладким входом при атмосферных условиях и с повышенными значениями давления до Рвх= 2,4- 105 Па и температуры до / вх = 70° С на входе, которые, однако, не достигали максимальных возможных значений в эксплуатации, что компенсировалось высоким значением коэффициента режима 8 /Гр = 4 5%;

2) с сетками на входе, создающими неравномерный пульсирующий поток со среднеквадратичным значением пульсаций полного давления до е=6-8% при атмосферных условиях на входе.

В результате исследования возможности повышения эксплуатационной надежности лопаток путем замены материала установлено, что:

- при колебаниях по высокочастотной форме Фи с / и ~ 13 ООО Гц максимальные переменные напряжения в рабочих лопатках ступени из материала ВТ18У равны на резонансе 72-й кратности (Туя» = 45 МПа (иг~ 80%, Ку, =8,2), на резонансе 64-й кратности (о\, тах =85 МПа (и2=83%, Ку =5,6), на резонансе 56-й кратности (аутах = 65 МПа

(п2 =94 -100%, Ку =6,3).

- при колебаниях по форме Фи максимальные переменные напряжения в рабочих лопатках из материала ЭП718ИД равны на резонансе 72-й кратности аутях= 100 МПа (п2 = 80%, К у =4,1), на резонансе 64-й кратности с\, шах = 93 МПа (п2 = 83%, Ку = 4,3), на резонансе 56-й кратности Ступах = 102 МПа ( п2= 94 - 100%, Ау= 3,9).

Полученные результаты являются дальнейшим развитием информационной базы проектирования лопаток.

В четвертой главе приводятся основные результаты использования разработанной методики проектирования для создания бандажированной лопатки турбокомпрессора с учетом влияния на ее прочностные характеристики конструкторско-технологических факторов, в качестве которых кроме геометрических размеров и конфигурации лопатки рассмотрены величина монтажного зазора (или натяга), а также положения контактных поверхностей бандажных полок в пространстве.

Лопатки под воздействием центробежных, газовых и температурных нагрузок стремятся уменьшить закрученность по свойству закрученного стержня. При этом контактные поверхности бандажных полок соседних лопаток перемещаются навстречу друг другу и при некоторой частоте вращения ротора псцеШ1 происходит контакт или сцепление бандажных полок и, естественно, чем больше первоначальный зазор А тем выше частота вращения сцепления Подии,.

В момент контакта полок происходит качественное изменение жёсткостной схемы «ротор+изолированные лопатки» на схему «ротор+лопатки+бандажное кольцо» (рабочее колесо). Меняются зависимости сил, моментов, перемещений, собственных частот колебаний, напряжений статических и динамических от частот вращения. Для оценки влияния параметров монтажного зазора на напряженное состояние лопатки разработана структурная модель (рис.3). Результаты реализации разработанной процедуры проектирования монтажного зазора представлены на рис.4-5. Напряжённое состояние пера лопатки зависит неоднозначно от величины первоначального монтажного зазора Д. Так в более тонких периферийных (подполочных) сечениях, где высока доля тангенциальных напряжений, имеется более высокий уровень суммарных напряжений при меньшем значении А, так как силы реакции Рс1кпл и, как следствие,

Рис.3, полок

Структурная модель расчета характеристик сопряжения бандажных лопаток

Частота вращения ротора п, %

Рис.4. Напряжения в периферийных сечениях бандажированных лопаток

Частота вращения ротора п, %

Рис.5. Относительный угол раскрутки пера лопатки

крутящий момент Мк выше, чем при меньшем значении Л. По этой же причине при меньшем значении А в контактных поверхностях бандажных полок выше напряжения атнт, которые должны быть, с одной стороны, ниже допустимых напряжений смятия, а с другой стороны, напряжения <*коит не должны допускать взаимного проскальзывания контактных поверхностей и как следствие фреттинг-коррозии.

Напротив, при большем значении зазора А корневые сечения могут иметь большие напряжения в основном за счёт изгиба в случае, если газовые силы не полностью компенсированы центробежными из-за каких-либо конструктивных особенностей, например, внутренней полости системы охлаждения.

При определении направленности угла а контактных поверхностей бандажных антивибрационных полок, во-первых, принимается во внимание направление раскрутки пера лопатки под воздействием растягивающей силы: контактные поверхности соседних лопаток должны перемещаться навстречу друг к другу, на закрытие монтажного зазора.

Во-вторых, при выборе угла а принимается во внимание направление (3 перемещения периферийного сечения пера лопатки, закрепленной только по хвостовику, при колебаниях по первой изгибной форме: для наибольшего демпфирования колебаний направление контактных поверхностей должно быть приблизительно одинаковыми (под небольшим углом) с упомянутыми перемещениями. Разница углов:

10° £ а - Р < 15° .

Затем при выборе угла а необходимо учитывать его влияние на уровень параметров, определяющих напряженное состояние лопатки.

Здесь необходимо контролировать угол раскрутки профиля и уменьшение взаимного перекрытия контактных поверхностей бандажных полок соседних лопаток (рис.5).

Кроме того, при оценке влияния зазора А и угла а на напряжённое состояние пера и определение его критического места необходимо учитывать распределение температуры в лопатке, а также результаты оценок малоцикловой усталости и деформации ползучести. Так, например, с наработкой турбины происходит увеличение зазора Д в холодном состоянии, что объясняется явлениями ползучести и некоторым износом контактных поверхностей. Причем интенсивнее увеличение зазора происходит на лопатках с большим углом а.

Собственные частоты колебаний, характерные для изолированных лопаток, при сцеплении бандажных полок при пс1впл перестраиваются в связанные частоты колебаний бандажированного колеса (рис.6).

• - а при малых Д1 и а1

.f /Уиф^ - а при большихД2 и а2 ^' М/Щ - о при оптимальных Д2 и аЗ

/ 20 | 40 \ 60 80

Псцепл.1 Псцепл.3 Псцепл.2

Частота вращения ротора п , %

К=4

100

Рис.6. Собственные частоты и переменные напряжения бандажированных лопаток

При этом уровень переменных напряжений существенно снижается. Это относится и к резонансным, и к фоновым составляющим переменных напряжений. Для повышения динамической прочности лучше более раннее сцепление бандажных полок и, следовательно, меньший угол а.

После окончания процедуры выбора угла контактных поверхностей • проводится определение положения этих поверхностей в пространстве с учетом деформаций пера и бандажной полки.

Конструктивно это достигается выполнением изначально не параллельных контактных поверхностей с поправкой на последующую деформацию по результатам прочностных расчетов.

Разработанные модели экспериментально верифицировались, для чего были проведены тензометрирование и видеостробоскопия во время испытаний на разгонном стенде. При этом была подтверждена полная сходимость расчетных и экспериментальных данных.

Собственные частоты колебаний, приведены на резонансной диаграмме рис.7, где показано, что исходная лопатка в составе рабочего колеса работала на резонансе 6-й кратности при колебаниях с 6-ю узловыми диаметрами. Уровень переменных напряжений был опасен. Получена новая, удовлетворяющая всем требованиям функционирования, конструкция лопатки, у которой была увеличена частота /1.6 на -12%, причем без увеличения центробежной нагрузки.

1лл, Гц

400

390 380 370 360

■»■» - Вариант 1: исходная лопатка

- Вариант 2: исходная лопатка с доработкой

> " - Вариант 3: новая лопатка, рмим полной нагрузки мми* - Вариант 3: рас чат для условий разгонной ямы

* - Вариант 3: эксперимент в разгонной яме

Вар.3 Разгонная яма, Ш Эксперимент 358 Гц Расчет 353.9 Гц

I

Вар.2. Разгонная яма, Г1 6' Эксперимент 313...31« Гц Расчет 312.9 Гц

К = 6

Вар.1. Разгонная яма.П.б-Эксперимент 319...322 Гц Расчет 320.5 Нг

260

п = 95%

п = 105%

2800

2900

3000

3100

3200

3300 3400 п, об/мин

Рис.7. Резонансная диаграмма лопатки турбокомпрессора

При помощи видеостробоскопии наблюдалось поведение контактных поверхностей (рис.8).

п = 27.9% - момент касания полок

п =100% - полное прилегание полок Рис.8. Сцепление бандажных полок при увеличении частоты вращения (п)

Фиксировался момент контакта или сцепления бандажных полок соседних лопаток и соответствующая этому частота вращения. Контролировалось прилегание контактных поверхностей бандажных полок соседних лопаток, особенно на частоте вращения п=100%.

Разработанная структурная модель и исследованные закономерности функционирования бандажированных лопаток позволили решить задачу

выбора положения в пространстве контактных поверхностей бандажных полок лопаток.

Проведенные исследования позволили сформировать обобщенную структуру и методику прочностного проектирования лопаток турбомашины, согласно которым проектное время создания любой новой турбомашины включает следующие основные этапы инженерно-конструкторской работы:

1.Изучение возможности создания изделия в соответствии с требованиями Технического задания.

2.Концептуальная фаза проектирования. З.Этап конструирования изделия.

^Экспериментальные исследования (эксплуатационная статистика) и

верификация по ним расчетных моделей.

5.Анализ проекта изделия и работа по его корректировке.

На первом этапе изучения возможности выполнения требований технического задания целесообразно использовать упрощенные методы расчетов, основанные, как правило, на стержневых одномерных (Ш) моделях.

При положительном решении о возможности выполнения проекта приступают ко второму этапу, а именно, к проработке возможных вариантов, концептуальных конструкций и схем, выбору окончательного варианта. На этой стадии обычно применяется весь арсенал методов расчетов, построенных на одномерных Ш (стержневых), квазитрехмерных <ЗЗБ и трехмерных ЗБ конечно-элементных моделях в зависимости от конструкций конкретных лопаток. Однако, доля ЗБ расчетов на этом этапе может быть существенно ограничена.

Так, например, для предварительной оценки динамики и статической прочности сравнения нескольких вариантов неохлаждаемых лопаток с заметной относительной высотой (отношение высоты профиля к хорде й-И/Ь>1.5) может быть достаточно Ш расчетов. Но для аналогичных оценок и сравнений широкохордных лопаток (с малой относительной высотой й=И/Ь~1.0) необходимо выборочно применять дополнительно ЗБ расчеты.

На третьем этапе детально прорабатывается выбранный окончательно вариант каждого лопаточного венца. Здесь применяются Ш, <ЗЗЭ и ЗБ расчеты, но удельный объем трехмерных ЗБ расчетов становится несоизмеримо больше остальных.

Четвертый и пятый этапы проектирования турбомашины могут иногда меняться местами или протекать на каком-то отрезке времени одновременно.

На четвертом этапе анализируются результаты экспериментов, обобщается опыт эксплуатации, и затем полученный материал сопоставляется с расчетными данными, тем самым выполняя верификацию последних. При необходимости, на этом этапе проводятся уточняющие

расчеты, например, определяется новое число циклов до образования трещины (малоцикловая усталость) в соответствии с реально полученными стартовыми характеристиками.

На пятом этапе при необходимости проводится аналитическая корректировка конструкции в соответствии с выявленными ее недостатками.

Из вышеизложенного видно, что из всех этапов проектирования » турбомашины первые три этапа являются полем, где оптимизация выбора методов и последовательности расчетов дает наибольший эффект в сокращении времени проектирования и в снижении себестоимости работ.

Разработанные процедуры комплексного применения и моделей прочностного проектирования лопаток турбины, позволяют уменьшить количество итераций при расчетах, что ведет к сокращению общего времени проектирования и к снижению трудоемкости работ, которое как показал проведенный анализ для крупногабаритных лопаток ГТД составляет -1,5-2 раза.

III. ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Высокая сложность и многофакторность процесса нагружения лопаток ГТД при эксплуатации определяет необходимость развития аналитических методов анализа в направлении усложнения расчетных моделей и приводит к существенному увеличению трудоемкости их создания и применения при проектировании. В связи с этим для повышения эффективности создания газотурбинного двигателя целесообразно применять комплексный подход при аналитическом исследовании функциональных параметров лопаток турбокомпрессора, предполагающий использование наряду с трехмерными моделями напряженно деформированного состояния, плоские и стержневые модели.

2.Для экспериментального исследования прочностных характеристик лопаток в динамических условиях сформирован контрольно-измерительный комплекс. При этом разработан способ динамических испытаний на устойчивость ротора турбокомпрессора и экспериментальный стенд для исследования случайных колебаний лопаток.

3.В результате исследования влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток определены закономерности возникновения и развития автоколебаний и случайных колебаний лопаток.

При этом установлено следующее:

-в сравнительно широком диапазоне приведенных частот вращения бандажированного колеса ппр = 0,6 -г 0,85 автоколебания имели частоты,

соответствующие второму семейству совместных колебаний лопаток в венце / = 760 -¿860 Гц. Развитые автоколебания происходили с числом узловых диаметров 4ч-8 и с уровнем переменных напряжений сг «100 МП а при

тмх

движении волны деформации в направлении вращения колеса; -отмечено существенное влияние неравномерной установки по углам лопаток входного направляющего аппарата (ВНА) ("разноуголицы") на возникновение автоколебаний;

-в исследованных диапазонах изменения параметров компрессора "разноуголица" усиливала общую неравномерность потока, от которой на лопатках рабочего колеса 1 ступени наблюдались резонансы 4+8 гармоник;

-при совпадении ЛГ-й гармоники частоты вращения с частотой, возбуждаемой при автоколебаниях формы, имеющей К узловых диаметров, резонанс подавляет автоколебания, так как возбуждает волну деформации, которая движется против вращения. Однако вследствие того, что при автоколебаниях бандажированных лопаток возбуждаются, как правило, сразу несколько рядом стоящих по частоте форм, то подавление одной го них практически не сказывается на границе возникновения автоколебаний; -уровень максимальных напряжений (случайных колебаний лопаток) практически не зависит от приведенной частоты вращения ротора, если при этом интенсивность пульсаций полного давления сохраняется постоянной; -уровень переменных напряжений в рабочих лопатках I ступени КНД в стартовых условиях возрастает по сравнению со стендовым уровнем от а*тах= 20 МПа до о;тах =39 МПа при п, = 100% и от <тугаах = 28 МПа до оу тах= 37 МПа при л = 76% и имеет тенденцию роста с увеличением пульсаций полного давления на входе в двигатель.

4. В результате исследования возможности повышения эксплуатационной надежности лопаток путем замены материала установлено, что: - при колебаниях по высокочастотной форме на сходственных режимах максимальные переменные напряжения в рабочих лопатках ступени из материала ВТ18У в ~ 1.5 -2.0 раза ниже, чем у лопаток из материала ЭП718ИД.

-лопатки из ВТ18У обладают большой чувствительностью к концентрации напряжений, их выносливость при действии переменных напряжений резко падает, что приводит к поломкам поврежденных лопаток и к преждевременному выходу из эксплуатации;

-лопатки из ЭП718ИД менее чувствительны к повреждениям, прижогам, более пластичны.

5.Разработана и экспериментально подтверждена расчетная модель для оценки влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на характеристики сопряжения бандажных полок лопаток турбомашины.

6. Определены закономерности изменения напряжений и угла раскрутки пера до закрытия зазора в сечениях бандажных полок в зависимости от частоты вращения ротора, величины монтажного зазора и угла контакта поверхностей антивибрационных полок.

При этом установлено следующее: -качество функционирования бандажированных лопаток однозначно определяется величиной монтажного зазора и углом контактных поверхностей антивибрационных полок;

-при сцеплении бандажных полок собственные частоты колебаний отдельных лопаток перестраиваются в связанные частоты бандажированного колеса при существенном снижении уровня переменных напряжений; -при выборе угла контакта необходимо учитывать направление перемещения периферийного сечения пера лопатки, закрепленной по хвостовику;

-при колебаниях по первой изгибной форме наибольшее демпфирование колебаний достигается при разнице углов контакта и направления перемещения периферии консольно закрепленной лопатки при колебаниях по низшему тону не более 5 0 .

6. На базе разработанных методик расчета и исследования влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток сформирована обобщенная структура и методика эффективного применения комплекса расчетных моделей различного уровня сложности на различных этапах проектирования лопаток, обеспечивающего снижение сроков и трудоемкости процесса проектирования в 1.5-2 раза.

7. Разработанные модели, методики проектирования и исследования прочностных характеристик лопаток были использованы при создании ряда турбомашин различного применения, которые успешно и бездефектно эксплуатируются в настоящее время.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

1 .Пипопуло A.B., Бондаренко М.В., Быков В.И. и др. Исследование динамической нагруженности лопаток компрессора в процессе доводки. М.: ЦИАМ.// Новые технологические процессы и надежность ГТД.// «2 (62). 1997. С.19-47.

2. Пипопуло A.B., Быков В.И. Исследование автоколебаний лабиринта 9-й ступени КВД.. М.: ЦИАМ.// Новые технологические процессы и надежность ГТД.// «2 (62). 1997. С.48-58.

3. Пипопуло A.B., Некрасов С.С. Упругая опора турбомашины. Авторское свидетельство на изобретение. № 1207232. 1985.

4. Пипопуло A.B., Андреев A.B., Геллер B.C. и др. Лабиринтное уплотнение диска ротора турбомашины. Авторское свидетельство на изобретение. .№1295839. 1986.

5. Пипопуло A.B., Андреев A.B., Чепкин В.М. и др. Способ динамических испытаний на устойчивость ротора турбомашины. №1356688. Авторское свидетельство на изобретение. 1987.

6.Пипопуло A.B., Некрасов С.С. Упругая опора турбомашины. Авторское свидетельство на изобретение. № 1431432. 1988.

7.Попов В.Г. Пипопуло A.B., Методология проектирования лопаток турбомашин. Учебное пособие. М.: Издательско-типографский центр «МАТИ» - РГТУ им. К.Э. Циолковского, 2004. С. 38.

8. Пипопуло A.B., Попов В.Г. Оптимизация монтажного зазора бандажных полок лопаток турбомашин. М.: Вестник МГТУ им. Н.Э.Баумана. №12.2005 .С.23-27.

9. Пипопуло A.B., Попов В.Г. Оптимизация положения контактных поверхностей бандажных полок лопаток турбомашин. Научные труды МАТИ им. К.Э. Циолковского, Вып. 8(79). С. 165 - 170.2005.

10. Попов В.Г. Пипопуло A.B., Степанов С.А. Методики и оборудование прочностных испытаний лопаток ГТД. Учебное пособие. М.: Издательско-типографский центр «МАТИ» - РГТУ им. К.Э. Циолковского, 2004. С. 56.

11. Попов В.Г. Пипопуло A.B., Степанов С.А.Влияние конструктивно-технологических факторов на прочностные характеристики лопаток турбомашин. М.://Авиационная промышленность// .2006. (В печати).

Подписано в печать 04.04.2006 г. Объем 1.0 п.л. Тираж 100 экз.

Ротапринт "МАТИ", 109240, г. Москва, Берниковская наб., 14

Ns 1 1 1 59

ВВЕДЕНИЕ

1. ПРОБЛЕМАТИКА ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1. Особенности развития и проблемы создания ГТД.

1.2. Конструктивно-технологические и функциональные особенности лопаток турбокомпрессора.

1.3. Современные принципы проектирования ГТД.

1.4. Место и роль испытаний в процессе создания лопаток ГТД.

1.5. Цель и задачи исследования.

2. МАТЕМАТИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ И РАСЧЕТНЫЕ АЛГОРИТМЫ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ 51 ЛОПАТОК ГТД.

2.1. Проектирование лопаток турбомашины на базе одномерной модели.

2.2. Проектирование лопаток на базе полупространственной модели.

2.2.1. Модель обобщенного плоского деформированного состояния лопатки.

2.2.2.Алгоритм вычисления деформаций и напряжений.

2.3. Трехмерные модели проектирования лопаток турбомашины.

2.4. Анализ результатов расчетов лопатки по моделям различного уровня сложности.

3. ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ ЛОПАТОК ГТД.

3.1. Методы и средства испытаний.

3.2. Методика определения погрешностей при стендовых испытаниях деталей ГТД.

3.3 Влияние эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток.

3.3.1 .Исследование автоколебаний рабочих лопаток КНД.

3.3.2.Влияние условий входа на уровень переменных напряжений в КНД.

3.4. Влияние конструктивно-технологических факторов на прочностные характеристики лопаток.

3.4.1. Исследование и доводка перфорации над рабочей лопаткой

3.4.2. Влияния углов установки регулируемых направляющих аппаратов на вибронапряженность лопаток.

3.4.3.Конструкционные материалы и особенности технологии лопаток.

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И КОНСТРУКТОРСКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ОТРАБОТКА БАНДАЖИРОВАНЫХ ЛОПАТОК ГТД.

4.1. Условия и характеристики сопряжения бандажных полок лопаток турбомашины.

4.1.1 .Влияние монтажного зазора на прочностные характеристики лопаток.

4.1.2.Влияние положения контактных поверхностей бандажной полки на прочностные характеристики лопаток.

4.2. Экспериментальная верификация расчетной модели.

4.3. Организационно- методологическая структура проектирования лопаток ГТД.

4.3.1 .Обобщенная структура проектирования турбомашины.

4.3.2.Проектирование лопаток турбомашины в отделе прочности.

4.4. Экономический эффект оптимизации проектирования лопаток турбомашин.

АКТУАЛЬНОСТЬ. В современных условиях развития газотурбинных двигателей и энергетических силовых установок, когда между предприятиями существует конкуренция и они вынуждены снижать серийность, расширять номенклатуру изделий, предлагать их различные модификации, требуется существенно сокращать сроки и повышать качество проектирования турбомашин.

Надежность и ресурс современных газотурбинных двигателей во многом определяется безотказностью лопаток турбокомпрессора. Высокая сложность комплекса эксплуатационных воздействий на лопатки, разнообразие их конструкции и динамика нагружения определяют необходимость учета большого числа факторов при проектировании и доводке лопаток. В связи с этим трудоемкость и продолжительность процесса создания ГТД в основном определяется затратами и длительностью проектирования и доводки лопаток турбокомпрессора.

В современных ГТД для лопаток с большой относительной высотой бандажная полка является важным конструктивным элементом, обеспечивающим необходимые аэродинамические, вибрационные (динамические) и прочностные характеристики. Величина монтажного зазора (или натяга) между контактными поверхностями бандажных полок соседних лопаток, в свою очередь, определяет не только удобство сборки рабочего колеса, но и работоспособность лопаток и, следовательно, всего ГТД в целом. Наиболее ответственным элементом бандажной полки является контактные поверхности. Положение контактных поверхностей в пространстве влияет на динамику и прочность лопаток неоднозначно и должно учитываться при их проектировании и доводке.

В настоящее время указанные проблемы и закономерности изменения параметров прочности в зависимости от конструктивно-технологических факторов и динамической нагруженности лопаток изучены недостаточно, « что затрудняет создание моделей для исследования кинетики напряженно деформированного состояния бандажированных лопаток с большой относительной высотой, эксплуатирующихся на различных режимах.

На каждом этапе проектирования ГТД актуальны вопросы: -правильного выбора расчетных методов оценки параметров динамики и прочности;- определения необходимого объема работ, последовательности различных типов расчетов, согласованности действий с другими аспектами формирования облика лопатки (аэродинамика, охлаждение, конструкция); входящие в комплекс мероприятий по оптимизации процесса * проектирования лопаток. Организационно методологическая оптимизация этих задач, опирающаяся на их формализованные решения позволит сократить время создания новых элементов газотурбинной установки и необходимые для этого человеческие ресурсы при одновременном повышении качества и надежности лопаток и, следовательно, всего ГТД в целом.

Высокая сложность функционирования и недостаточная изученность динамической нагруженности бандажированных лопаток с большой относительной высотой, а также необходимость развития методологии проектирования и доводки турбокомпрессора ГТД с широким использованием современных компьютерных технологий проектирования, определили актуальность исследований, направленных на совершенствование высокоинформативных методов и средств проектирования лопаток, а также посвященных развитию информационной базы для обоснованного выбора и прогнозирования их прочностных характеристик при проектировании и техническом обслуживании ГТД.

•Ц

НАУЧНАЯ НОВИЗНА.

1 .Разработана концепция создания и доводки ГТД включающая алгоритм оптимизации процесса проектирования лопаток турбокомпрессора.

2.Созданы модели и методики прогнозирования влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток турбокомпрессора.

3.Создан комплекс методов и средств динамических испытаний ротора турбомашины и установлены характеристики динамической нагруженности лопаток турбокомпрессора в условиях эксплуатации ГТД. 4.0пределены закономерности влияния монтажного зазора и положения контактных поверхностей бандажных полок на кинетику напряженно деформированного состояния (НДС) лопаток с большой относительной высотой.

ДОСТОВЕРНОСТЬ РЕЗУЛЬТАТОВ.

Обоснованность и достоверность научных результатов, выводов и рекомендаций, сформулированных в диссертации, обеспечены применением: адекватного математического аппарата теории авиационных газотурбинных двигателей, апробированных методов технических измерений, совпадением результатов моделирования и экспериментальных данных.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ РАБОТЫ.

Результаты проведенных исследований являются научной базой для реализации эффективных моделей создания и эксплуатации ГТД. Разработанные методики и модели определения технического состояния, установленные закономерности изменения прочностных характеристик лопаток турбокомпрессора в зависимости от динамики нагружения и конструктивно-технологических факторов обеспечивают повышение надежности ГТД и сокращение затрат на их создание и обслуживание.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ.

Основные положения и результаты работы докладывались на Четвертом Международном Аэрокосмическом конгрессе 1АС*2003,2006, Международной научно-технической конференции "Авиация и космонавтика 2003", Международной молодежной научно-технической конференции «Гагаринские чтения» в 2005 году, Всероссийской научно-технической конференции «Новые материалы и технологии НМТ» в 20042005 годах.

ПУБЛИКАЦИИ.

По результатам диссертации опубликовано 11 печатных работ, приведенных в списке литературы в конце данной работы.

СТРУКТУРА И ОБЪЕМ РАБОТЫ.

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов и содержит 176 страниц машинописного текста, 68 рисунков, 8 таблиц, список литературы 71 наименований.

5. ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Высокая сложность и многофакторность процесса нагружения лопаток ГТД при эксплуатации определяет необходимость развития аналитических методов анализа в направлении усложнения расчетных моделей и приводит к существенному увеличению трудоемкости их создания и применения при проектировании. В связи с этим для повышения эффективности создания газотурбинного двигателя целесообразно применять комплексный подход при аналитическом исследовании функциональных параметров лопаток турбокомпрессора, предполагающий использование наряду с трехмерными моделями напряженно деформированного состояния, плоские и стержневые модели.

2.Для экспериментального исследования прочностных характеристик лопаток в динамических условиях сформирован контрольно-измерительный комплекс. При этом разработан способ динамических испытаний на устойчивость ротора турбокомпрессора и экспериментальный стенд для исследования случайных колебаний лопаток.

3.В результате исследования влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток: определены закономерности возникновения и развития автоколебаний и случайных колебаний лопаток.

При этом установлено следующеё: -в сравнительно широком диапазоне приведенных частот вращения бандажированного колеса ппр = 0,6*0,85 автоколебания имели частоты, соответствующие второму семейству совместных колебаний лопаток в венце / = 760 *860 Гц. Развитые автоколебания происходили с числом узловых диаметров 4*8 и с уровнем переменных напряжений оу^ «100 МПа при движении волны деформации в направлении вращения колеса;

- существенное влияние неравномерной установки по углам лопаток входного направляющего аппарата (ВНА) ("разноуголицы") на возникновение автоколебаний.

-в исследованных диапазонах изменения параметров компрессора "разноуголица" усиливала общую неравномерность потока, от которой на лопатках рабочего колеса 1 ступени наблюдались резонансы 4-^-8 гармоник;

-при совпадении K-Vi гармоники частоты вращения с частотой, возбуждаемой при автоколебаниях формы, имеющей К узловых диаметров, резонанс подавляет автоколебания, так как возбуждает волну деформации, которая движется против вращения. Однако вследствие того, что при автоколебаниях бандажированных лопаток возбуждаются, как правило, сразу несколько рядом стоящих по частоте форм, то подавление одной из них практически не сказывается на границе возникновения автоколебаний;

-уровень максимальных напряжений (случайных колебаний лопаток) практически не зависит от приведенной частоты вращения ротора, если при этом интенсивность пульсаций полного давления сохраняется постоянной.

-уровень переменных напряжений в рабочих лопатках I ступени КНД в стартовых условиях возрастает по сравнению со стендовым уровнем от (Tv тах= 20 МПа до (Tv шах =39 МПа при щ = 100% и от <rv шах = 28 МПа до crv тах= 37 МПа при п = 76% и имеет тенденцию роста с увеличением пульсаций полного давления на входе в двигатель.

4. В результате исследования возможности повышения эксплуатационной надежности лопаток путем замены материала установлено, что:

- при колебаниях по высокочастотной форме на сходственных режимах максимальные переменные напряжения в рабочих лопатках ступени из материала ВТ18У в ~ 1.5 -2.0 раза ниже, чем у лопаток из материала ЭП718ИД.

-лопатки из ВТ18У обладают большой чувствительностью к концентрации напряжений, их выносливость при действии переменных напряжений резко падает, что приводит к поломкам поврежденных лопаток и к преждевременному выходу из эксплуатации; -лопатки из ЭП718ИД менее чувствительны к повреждениям, прижогам, более пластичны.

5.Разработана и экспериментально подтверждена расчетная модель для оценки влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на характеристики сопряжения бандажных полок лопаток турбомашины.

6. Определены закономерности изменения напряжений и угла раскрутки пера до закрытия зазора в сечениях бандажных полок в зависимости от частоты вращения ротора, величины монтажного зазора и угла контакта поверхностей антивибрационных полок.

При этом установлено следующее: -качество функционирования бандажированных лопаток однозначно определяется величиной монтажного зазора и углом контактных поверхностей антивибрационных полок;

-при сцеплении бандажных полок собственные частоты колебаний отдельных лопаток перестраиваются в связанные частоты бандажированного колеса при существенном снижении уровня переменных напряжений;

-при выборе угла контакта необходимо учитывать направление перемещения периферийного сечения пера лопатки, закрепленной по хвостовику;

-при колебаниях по первой изгибной форме наибольшее демпфирование колебаний достигается при разнице углов контакта и направления перемещения периферии консольно закрепленной лопатки при колебаниях по низшему тону не более 5 0 .

6. На базе разработанных методик расчета и исследования влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток сформирована обобщенная структура и методика эффективного применения комплекса расчетных моделей различного уровня сложности на различных этапах проектирования лопаток, обеспечивающего снижение сроков и трудоемкости процесса проектирования в 1.5-2 раза.

7. Разработанные модели, методики проектирования и исследования прочностных характеристик лопаток были использованы при создании ряда турбомашин различного применения, которые успешно и бездефектно эксплуатируются в настоящее время.

1. Фаворский О.Н., Скибин В.А. Создание нормативной базы для сертификации наземных газотурбинных установок, выполненных на базе авиационных ГТД.// В сборнике трудов международной конференции «Энергодиагностика». М., 1995,Т2.С.428-432.

2. Скибин В.А. ,Солонин В.И. ГТУ-ТЭЦ на базе авиадвигателей-энергетический потенциал России. Конверсия в машиностроении., 1996,№4.С.З 0-34.

3. Скибин В.А., Крайко А.Н.,Блинник Б.С., Математическое моделирование ключ к созданию двигателя.//Двигатель. №2-4.1999.С.8-11.

4. Скибин В.А. Современные методы и оборудование для испытаний воздушно-реактивных двигателей. М.: Изд-во «МАТИ» им.К.Э.Циолковского, 2000. С.299.

5. Семенченко И.В., Мирер Я.Г. Повышение надежности лопаток газотурбинных двигателей технологическими методами. М.: Машиностроение, 1977. С. 157.

6. Кузнецов Н.Д., Цейтлин В.И. Эквивалентные испытания газотурбинныхдвигателей. М.: Машиностроение, 1976. С.216.

7. Биргер И.А., Балашов Б.Ф., Дульнев Р.А. и др. Конструкционная прочность материалов и деталей газотурбинных двигателей М.: Машиностроение, 1981. С.222 .

8. Ю.Аронов Б.М., Жуковский М.И., Журавлев В.А. Профилирование лопаток авиационных газовых турбин. М.: Машиностроение, 1975. С. 192.

9. П.Кузнецов Н.Д. К вопросу об оптимальном контруировании ГТД. //Проблемы прочности.№ 11.1973 .С.25-29.

10. Петухов А.Н. Сопротивление усталости деталей ГТД.М.: Машиностроение. 1993.С.240.

11. Кузнецов Н.Д., Цейтлин В.И., Волков В.И.Технологические методы повышения надежности деталей машин. М.: Машиностроение. 1993.С.З04.

12. Экспресс-информация.№ 11,февраль 1999.М. :ЦИАМ. Авиационное двигателестроение.С. 10.

13. Экспресс-информация.№11,март 1999.М.: ЦИАМ.Авиационное двигателестроение.С.8.

14. Марчуков Е.Ю., Онищик И.И., Рутовский Б.Б. и др. Испытания и обеспечение надежности авиационных двигателей и энергетических установок. М.:МАИ.2004.С.265.

15. Насонов В.Н., Фишгойт А.В., Павлов. Ю.И., Попов В.Г. Диагностика, неразрушающий контроль и анализ разрушения. Учебное пособие МАТИ. М.: 2004. С.120.

16. Дэвис Г. "Методы снижения эмиссии при испытаниях ГТД на стендах США, перевод ТП-22, филиал ЦИАМ, 1976г. С. 11-15.

17. Сборник временных инструкций по измерению, учету и контролювыбросов оксидов азота и углерода на объектах транспорта и использованию газа. Российское акционерное общество "Газпром". ВНИИ природных газов и газовых технологий (ВНИИГАЗ). М., 1993.С.87.

18. Насонов В.Н. Развитие экспериментальной базы по исследованию и доводке газотурбинных энергетических установок и их узлов в НИЦ ЦИАМ.// Труды НТК РАН «Газотурбинные технологии», г. Рыбинск, 2001.С.34-38.

19. Насонов В.Н., Попов В.Г; Энергосберегающие высокоинформативные методы испытаний ВРД. // «Труды МАТИ» М.: Издательско-типографский центр МАТИ-РГТУ им. К.Э.Циолковского,2005.С.51-56.

20. Насонов В.Н. Новые сферы деятельности авиационного научно-испытательного центра. // Сборник докладов Первого международного форума «Высокие технологии оборонного комплекса». М.: АО «Экое», 2000.С.25-29.

21. Биргер И.А.Основы автоматизированного проектирования //Известия вузов.Машиностроение. 1977.№8.С.32-35.

22. CALS в авиастроении. Братухин А.Г.,Давыдов Ю.С.,Елисеев Ю.С. и др. М.: Изд-во МАИ.,2000 С.248.

23. Биргер И. А., Шорр Б.Ф.,Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. Справочник. М.: Машиностроение. 1993 .С.З 59.

24. Скибин В.А. ,Солонин В.И. Научный вклад в создание авиационных двигателей. М.: Машиностроение.2000.С.560.

25. Темис Ю.М. Проблемы автоматизации конструирования в машиностроении //Конверсия в машиностроении. 1994.,№3.C.23-24.

26. Комаров В.А. Проектирование силовых схем авиационных конструкций. В кн.: Актуальные проблемы авиационной науки и техники. М.: Машиностроение, 1984. С. 114-129.

27. Истомина С.В., Аронов Б.М., Керженков А.Г. Автоматизациякомпоновки чертежей деталей машин // Управляющие системы и машины. N 8. С. 112-116.

28. Аронов Б.М. Автоматизация проектирования лопаток авиационных турбомашин.М.: Машиностроение. 1994.С.235.

29. Расчет на прочность авиационных газотурбинных двигателей / Под ред. Биргера И.А. и Котерова Н.И. М.: Машиностроение,1984.С. 208.

30. Половинкин А.И, Бобков Н.К, Буш Г.Я .Автоматизация поискового конструирования (искусственный интеллект в машинном проектировании) М.:Радио и связь, 1985.С. 344 .

31. Аронов Б.М. Автоматизация конструирования лопаток авиационных турбомашин. М.: Машиностроение, 1978. С. 168 .

32. Аронов Б.М. О технологии автоматизированного проектирования конструкций деталей машин // Управляющие системы и машины.1985. N 1. С.29-34.

33. Аронов Б.М., Бибиков В.В., Стенгач М.С. Исследование конструкций лопаточных венцов ротора и статора компрессора с помощью САПР // Проектирование и доводка авиационных газотурбинных двигателей: Сб. науч. тр. /Куйбышев: Изд. КуАИ, 1989. С. 14-23.

34. Иващенко И.А., Иванов Г.В., Мартынов В.А. Автоматизированное проектирование технологических процессов изготовления деталей двигателей летательных аппаратов. М.: Машиностроение, 1991.С. 327.

35. Биргер И.А. Стержни, пластинки, оболочки. Москва. Физико-математическая литература. 1992.С.125.

36. Ступина Н.Н., Шорр Б.Ф. Расчет частот и форм колебаний диска с закрученными лопатками, связанными антивибрационными полками. Проблемы прочности, 1978, №12.С.12-16.

37. Рудавец В.А., Шорр Б.Ф. Расчет собственных частот и форм пространственных колебаний закрученных компрессорных лопаток В кн.: Теория оболочек и пластин. Москва. Наука. 1973.С.67-78.

38. Биргер И.А. Прочность и надёжность машиностроительных конструкций: избранные труды, Уфа, 1998.С.246.

39. Ресурсное проектирование авиационных ГТД. Руководство для конструкторов. Выпуск 3. Труды ЦИАМ N 1275 , 1991С.72 .

40. Динамика авиационных газотурбинных двигателей. Под редакцией БиргераИ.А., Шорра Б.Ф., М., Машиностроение, 1981.С. 232 .

41. В.Г.Сундырин. М.В.Громов. Квазитрехмерная модель для статической прочности и циклической долговечности монокристаллических лопаток турбин. Москва. ЦИАМ. 1997.С.34.

42. Menson S.S. Thermal Stress and Low-Cycle Fatigue. N-Y, 1964.

43. Swanson G.A., Bill R.C. Life prediction and constitutive models for engine hot section anisotropic materials. AIAA-85-1421, 1985.

44. Nozhnitsky Yu.A., Doulnev R.A., Soundyrin V.G. Damage mechanisms for thermomechanical fatigue of aircraft engines materials. AGARD Conference Procidings 569, 1996.

45. Биргер И.А., Шорр Б.Ф. и др. Термопрочность деталей машин. -Москва, Машиностроение, 1975.С.98.500.3енкевич. Метод конечных элементов в технике. Москва. Мир. 1976.С.56.

46. Норри, Ж. де Фриз. Введение в метод конечных элементов. Москва. Мир. 1981.С.78.

47. ABAQUS/Analysis User's Manual. U.S.A. © Hibbitt, Karlsson & Sorensen, Inc. 2004.

48. Хориков А.А. Метод и система диагностики аэроупругих колебаний рабочих лопаток компрессоров датчиками пульсаций.

49. Совершенствование турбоустановок методами математического и физического моделирования. Харьков:ИМП 1997.С.323-332.

50. Хориков А.А.Развитие методов прогнозирования и диагностики классического флаттера рабочих лопаток осевых турбомашин.//Международный симпозиум «Динамические и технологические проблемы механики конструкций и сплошных сред»М.: «ГРАФОС».1998.С.134-138.

51. Методические указания. Расчеты и испытания на прочность. Методы исследования вибраций с помощью голографии.М.:ЦИАМ,1980.С.24.

52. Демьянушко И.В., Биргер И.А. Расчет на прочность вращающихся дисков. М.:Машиностроение,1978.С.250.

53. Сизова Р.Н., Балепина Т.В., Кутырев В.В. Прогнозирование циклической долговечности дисков на базе принципа допустимых повреждений .Труды международной конференции ICAE, М.1990. С.215-220.

54. Пипопуло А.В., Андреев А.В., Чепкин В.М. и др. Способ динамических испытаний на устойчивость ротора турбомашины. №1356688. Авторское свидетельство на изобретение. 1987.

55. Попов В.Г. Пипопуло А.В., Степанов С.А. Методики и оборудование прочностных испытаний лопаток ГТД. Учебное пособие. М.: Издательско-типографский центр «МАТИ» РГТУ им. К.Э. Циолковского, 2004. С. 56.

56. Скибин В.А., Насонов В.Н., Павлов Ю.И., Основные методы измерений физических параметров при испытаниях двигателей летательных аппаратов. Учебное пособие. М.: Издатеяьско-типографский центр МАТИ-РГТУ им. К.Э.Циолковского, 1995. С.89.

57. Гимнелевич В.Е. Теория эксперимента. М.: Рикел, Радио и связь, 1994.С.59.

58. Пипопуло А.В., Бондаренко М.В., Быков В.И. и др. Исследование динамической нагруженности лопаток компрессора в процессе доводки.

59. М.: ЦИАМ.// Новые технологические процессы и надежность ГТД.// 2 (62). 1997. С.19-47.

60. Пипопуло А.В., Быков В.И. Исследование автоколебаний лабиринта 9-й ступени KB Д. М.: ЦИАМ.// Новые технологические процессы и надежность ГТД.// 2 (62). 1997. С.48-58.

61. Пипопуло А.В., Некрасов С.С. Упругая опора турбомашины. Авторское свидетельство на изобретение. № 1207232. 1985.

62. Пипопуло А.В., Андреев А.В., Геллер B.C. и др. Лабиринтное уплотнение диска ротора турбомашины. Авторское свидетельство на изобретение.№ 1295839. 1986.

63. Пипопуло А.В., Некрасов С.С. Упругая опора турбомашины. Авторское свидетельство на изобретение. № 1431432. 1988.

64. Попов В.Г. Пипопуло А.В., Степанов С.А.Влияние конструктивно-технологических факторов на прочностные характеристики лопаток турбомашин. М.:Труды МАТИ .Изд-во МАТИ им.К.Э.Циолковского 2005. С. 78-82 .

65. Пипопуло А.В., Попов В.Г. Оптимизация монтажного зазора бандажных полок лопаток турбомашин. М.: Вестник МГТУ им. Н.Э.Баумана. №12.2005.С.23-27.

66. Пипопуло А.В., Попов В.Г. Оптимизация положения контактных поверхностей бандажных полок лопаток турбомашин. Научные труды МАТИ им. К.Э. Циолковского, Вып. 8(79). С. 165 170.2005.

67. Попов В.Г. Пипопуло А.В., Методология проектирования лопаток турбомашин. Учебное пособие. М.: Издательско-типографский центр «МАТИ» РГТУ им. К.Э. Циолковского, 2004. С. 38.

68. Хориков А.А. Прогнозирование и диагностика флаттера лопаток осевых компрессоров авиационных ГТД. Москва. Труды ЦИАМ 1311. кол. С. 352. 2002.

69. ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ И ОБОЗНАЧЕНИЯ

70. ГТД -газотурбинный двигателькнд -компрессор низкого давления

71. АД -авиационный двигатель *1. ГГ -газогенератор

72. ДЦ -демонстрационный двигательэт -эндотермическое углеводородное топливом -число Маха1. JIA -летательный аппарат

73. АГТУ -газотурбинная установка на базе авиационного двигателя1. ТЭЦ -теплоэлектростанциягвт -газо-воздушном трактнтз -научно технический задел

74. НДС -напряженно-деформированное состояниепч -проточная частьлм -лопаточная машина

75. САПР -система автоматического проектирования

76. ТРД -турбореактивный двигательмд -монолитная деталь1. СА -сопловой аппаратхв -хвостовик1. РК -рабочее колесо

77. АП -антивибрационная (бандажная) полка1. ЭО -элемент объема1. ЭС -элементами сопряжения

78. КИМ -коэффициента использования материала1. JIB -лопаточные венцы

79. ФДп -поверхностные функциональные детали1. УО -устройство охлаждениятл -температуры пера лопатки '1. Ryo -яу0=т*-тл1. УК -устройства крепления04 -ответная часть —пд -полотно диска

80. ФЕ -функциональная единица1. БП -бандажная полка1. РТ -рабочее тело

81. ТРДД -турбореактивный двухконтурный двигатель

82. ЭВМ -электронно-вычислительная машина 'жц -жизненный циклпо -программное обеспечениемм -математическим моделям

83. БПИО -базовое программно-информационное обеспечениеппо -прикладное программное обеспечение

84. МКЭ -метод конечных элементовкэ -конечный элемент1. СЕ -сборочная единицатт -технические требования

85. ВТ -вычислительная техника1. ИР -итоговые решения1. JIB -лопаточный венец1. УК -устройство крепления1. БЖ -бандажсл -статорные лопатки

86. ФДп -функциональные поверхностные детали

87. Q3D -квази-трёхмерный (полупространственный)3D -трёхмерный