автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Исследование вибрации ротора турбины с поперечной трещиной

МОСКОВСКИЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

РГВ од

На правах рукописи

ПЕТРУНКН Сергей Валерьевич

нсслежовакж ш£ерацш< ротора ТУРБгаШ с поперечной тревдшй

('пециальность 05.04.1? - Турбомаяшны и комбинированные

турбоустановки

автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1995

Работа выполнена на кафедре паровых и газовых турбин Московского энергетического института

Д Л '

Научный руководитель: доктор технических наук профессор Костюк А.Г.

Официальные оппоненты: доктор технических наук с.н.с Кравцова Е.В.

кандидат технических наук с.н.с Зиле А.З.

Ведущая организация : ПО Ленинградский металлический завод

(ЛИЗ).

Защита состоится в аудитории Б-409 " 6 " октября 1995 г. в 14 час. 30 мин. на заседании диссертационного совета К 053.16.05 Московского энергетического института.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу: 111250, г.Москва, Красноказарменная ул. д. 14, Московский энергетический институт, Ученый Совет МЕИ

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МЭИ Автореферат разослан " 1( " (КнГАсрА 1995 г.

Ученый секретарь диссертационного

совета К 053.16.05 хгУХ-О _- АИ- Лебедева

к.т.н. с.н.с.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Одним из перспективных путей повышения надежности работы турбоагрегатов является создание и совершенствование систем технической диагностики. Такая авария как усталостное разрушение ротора способна принести ощутимый материальный урон. Ротор турбины, испытывающий на себе знакопеременные нагрузки, накапливает повреждения. и в местах концентраторов напряжений может развиться усталостная трещина. В мировой практике эксплуатации турбин нередки случаи, когда усталостные трещины достигали больших размеров и приводили к аварии. Так. в США и Канаде в 80-е годы было зарегистрировано £8 аварий, связанных с развитием усталостной трещины в роторе турбины. У нас в стране также известны случаи появления усталостных трещин в роторах мощных турбин и генераторов.

Анализ показывает, что появление и развитие трещины вызывает изменение спектра вибрации ротора . Поэтому постоянный мониторинг вибросостояния ротора может стать эффективным средством диагностики трещин. Идентификация трещин по спектру вибрации в процессе работы турбины .имеет ряд преимуществ по сравнению с традиционными методами контроля (ультразвуковой, рентгеновской дефектоскопией) , так как не требует остановки и вскрытия машины. Эксплуатационный контроль позволяет предотвратить внезапное разрушение ротора и , в некоторых случаях, пред лить межремонтный период .

Целью данной работы является изучение спектра вибрации ротора с поперечной краевой трещиной и обоснование таких признаков развития трещины, которые могут быть использованы системой диагностики для идентификации данного дефекта.

Научная новизна результатов, полученных автором . заключается в следующем. Впервые;

1. Для достоверного описания процесса изменения жесткости в районе трещины предложена методика построения конечного элемента, отражаю щего основные особенности деформации ротора в окрестности трещины.

V. Проведен анализ влияния фактора нелинейности на амплитуды рггя личных гармоник.

поо^нована возможность использования первой гармоники для эффективной диагностики трещины.

Достоверность и обоснованность полученных результатов обеспечена проведенной оценкой точности математической модели, применением современных численных методов решения, использованием современных методов измерений и выполненной оценкой погрешности. Использованная расчетная

методика была проверена на таких примерах, которые допускают аналитически точное решение.

Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы были представлены

1. На Всероссийском научном семинаре РАН "Проблемы динамики и прочности электро- и энерго- машин" г. С-Петербург 1993 г.

?,. На семинаре сектора прочности кафедры ПГТ МЭИ май 1995 г.

3. На заседании кафедры ПГТ МЭИ июнъ 1995 г.

Публикации. По результатам выполненных исследований опубликованы тезисы одного доклада, две статьи и четыре отчета по НИР МЭИ за 1У30-1994 гг.

Личный вклад автора. Автором выполнен.

1. Обзор и анализ литературных данных. Разработана и обоснована программа исследований.

2. Предложена методика построения конечного элемента, отражающего основные особенности деформации ротора в окрестности трещины.

У. Разработала программа для расчета на ПЭВМ

а) вибрации одномассового ротора с поперечной трещиной (в линейной нелинейной постановках);

б) ротора с распределенными параметрами, содержащего поперечнук краевюу трещину (в линейной постановке).

4. Проведен эксперимент для двухопорного ротора с усталостной трещиной.

5.Проведен анализ экспериментальных и теоретических результатов.

Автор защищает результаты теоретических и экспериментальных исследований вибрации ротора с трещиной. Методику построения конечного элемента, отражающего присутствие трещины. Целесообразность использования 1-й гармоники спектра вибрации ротора для диагностики трещины.

Структура и обьем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения.списка литературы из 96 нименований. Работа содержит 94 страниц машинописного текста, 8О рисунков и 2 приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность темы диссертации и установлено направление исследований.

В первой главе представлен обзор опубликованных работ, посвященных проблемам вибрации ротора с поперечной усталостной трещиной. Проа-

нализированы различные аналитические и полуэмпирические методы моделирования присутствия трещины в роторе. Проанализированы подходы разных авторов к проблеме потери жесткости ротора с трещиной в процессе его вращения ("дыхания трещины"). Дан анализ разных методов интегрирования дифференциальных уравнений движения ротора с трещичой (как линейных, так и нелинейных). Проанализированы их особенности (преимущества и недостатки) . На основании опубликованных результатов дан анализ проблемы потери устойчивости ротора турбины, содержащего поперечную трещину. Дан анализ опубликованных расчетных и экспериментальных результатов. Отмечено, что результаты, полученные разными авторами иногда согласуются между собой, а иногда противоречат друг другу. В опубликованных работах авторы предлагают использовать в качестве диагностического признака присутствия усталостной трещины наличие и рост второй оборотной составляющей в спектре вибрации ротора. Возможность использования 1-й гармоники для идентификации трещины авторы отрицают, так как причиной наличия и роста первой гармоники помимо трещины может быть и небаланс.

Анализируя материалы, приведенные в опубликованных работах можно заключить, что ряд проблем не нашел в них достаточного освещения.

Например.

1. В рассмотренных работах приведены различные методики расчета дефицита жесткости для ротора с трещиной. Расчетные методики, как правило. моделируют трещину как шарнир с угловой податливостью, то есть не учитывают тот факт, что трещина распространяет свое влияние в некоторой окрестности. Различие между результатами, полученными по предложенным методикам, весьма существенны.

Z. Механизм "дыхания" трещины в ряде работ рассмотрен по упрощенной модели (трещина либо полностью раскрыта, либо полностью закрыта), что приводит к значительной ошибке (особенно при большой глубине трещины) .

о. Нет никаких данных о сопоставлении результатов, полученных для линейной и нелинейной моделей. То есть, не известно в какой мере справедлива замена нелинейной модели на параметрическую, и как это отразится на поведении разных гармонических составляющих.

4. В большинстве работ авторы уделяют основное внимание высшим гармоникам как диагностическим признакам трещины, в то время как поведение 1-й гармоники не изучено достаточно полно.

В конце главы сформулированы задачи исследования:

- с -

1. Построить модель конечного элемента с трещиной (КЭТ). отражающую основные особенности деформации ротора в зоне трещины.

2. Провести сравнительный анализ линейной и нелинейной моделей.

3. На примере показать ожидаемые амплитуды различных гармоник реального ротора турбины в зависимости от глубины трещины.

4. Проанализировать возможность эффективной диагностики трещин в процессе эксплуатации турбины.

Во второй главе предложена расчетно-экспериментальная методика построения конечного элемента, отражающего основные особенности деформации ротора в окрестности трещины. В большинстве источников присутствие трещины моделировалось через шарнир с некоторой угловой податливостью (его податливость зависела от глубины трещины). Однако, более подробный анализ показал, что угловая податливость данного шарнира является функцией не только глубины трещины, но и безразмерной длины ротора 1 (.1 = 1/0; гдр 1 - длина ротора. Ц - его диамметр). Для того, чтобы точнее описать механизм потери жесткости, была использована расчетно -экспериментальная методика, которая . на основ» опытных данных, позволяет построить матрицу жесткости конечного элемента, отражающего присутствие трещины. Основной особенностью данной методики является учет того факта, что трещина распространяет свое влияние на некоторое расстояние в своей окрестности. То есть, существует некоторая зона влияния трещины, за пределами которой ее присутствие не отражается на распределении напряжений в материале ротора. Величину Ь будем называть зоной эффективного влияния трещины.

В рамках данной расчетно-экспериментальной методики, пренебрегая сдвиговыми деформациями, были решены двр основные задачи:

1. определена зона влияния трещины Ь;

<. определена зависимость, по которой изменяется изгибная жесткость в пределах участка Ь.

Основная идея данной методики состоит в том, что зона влияния трещины рассматривается как брус переменной жесткости (рис.1). Для расчета величины Ь. Выведена следующая формула:

а1хэ + агх2 + адх + а4 = 0, (1)

где х = Ь/а ; аа = Лг - 1/3 •. аг = 1 - "Лц аз = Л0- 1;

а4 = -Ди/зи0;

<U ¿a

2b

Риал 3«u« влиганя трещины

Г' lo

-

2 Li

/ W / i 2bi„|

✓ у / s • -

t)

GL H

Х.з

¿Li

2bi

It)

a n

о 0,1 0,Z 0,3 w o,s ь б)

Pnt.2 Ре»ультвтм »кеиеримент»

Рив.З Конечны* алемент в тредянай

чз цч

Рйв.4 Пвдатлишавти НЭ « тревднай

- в -

1 , 1 1 " r de, р «. de. r i." de,

где J0 = —- ; Ji * -7—— ; J2= ——--

¿ f(0 ¿ f(0 ¿ f(0-

где e, = z/b; Ди - дополнительный прогиб из-за трещины: Uc - прогиб ротора без трещины.

Функция fíe,) описывает изменение жесткости в пределах участка Ь. и определяется методом подбора через две базовые функции f'1,.f,lí).

fll>iÉ,i = -CJ - е + 2ssin(7te/2)>/(H£). (2)

f1¿),t) - <1 - e + 2e[l + sin(K(e,-n/2)]>/(-l + e). (3)

где e = (I0 - Imin)/(Io + Imin).

Inun - момент инерции в сечении с трещиной. 10 - момент инерции ротора без трещины. Искомая функция f(£,> имеет вид :

Г,*, - f'2V> + *(fm<e,, - Гг,,ы. (4)

где » - коэффициент , определяемый эмпирически. То есть необходимо найти такой коэффициент ае, при котором величина Ь, определяемая иэ(1) для различных а (а=1/2) рис.1 (величина "а" изменялась в пределах a/D = 1/5 * 1/30; D - диаметр ротора), имеет наименьший среднеквадратичный разброс. Во второй главе приводятся полученные зависимости для величин *i, »2 и bi, Ьг рис.2 а,б для полностью раскрытой трещины. На основе полученных результатов была построена матрица жесткости конечного элемента с трещиной (КЭТ) рис.3 и расчитана ее безразмерная податливость к единичной поперечной силе Q и единичному моменту М в зависимости от глубины трещины h рис.4 (где h=h/D, h- глубина трещины).

На рис.5 изображена зависимость F(h). отражающая величину_допол-нительного угла в месте трещины как функцию ее глубины глубины h, где Дф = (1- v2)F(h)M/(EW) (v- коэффициент Пуассона. М- изгибающий момент, W- момент сопротивления, Е- модуль Юнга). Зависимость F(h) представлена для двух вариантов длины ротора: 1=10 и 1=60 (1 =1/D, 1-длина ротора^ D-ero^диаметр). Из графиков видно, что разница между величинами F(h) для 1=10 и 1=60 невелика. Таким образом, новая расчетно-экспери-

m

о,г

1

t

ÔO

Í

9- Э*сперчп(Лнг«чя) О-расчет (вти) ф- эксперимент (вти) *- - расэссперим (ФРГ) □ -автор во ■ - абтср ь/о- ¿o I

0,4

qs- h

Pu«.6 Сечение pavap« • трецимв!

Pu*.5 Падатливаать pavapaa Р«аЛИЧНв1 длимы ■ шш •т глубины трещины

маати

Ï л(2>

-TÎ

-л.

г

«

rr

n

I

Ï_

-TI ^-^ о

H-- Ö)

Риа.7 Иаыенение ивдатливаете« а* времени

u>t-H>

oUM

Риа. 6 Ыгнавеймае яалажение ратар*

5

з

- ь -

ментальная методика значительного повышения точности не дала.

Далее была определена закономерность изменения жесткости (податливости) для "дышащей" трещины. Были приняты следующие предположения:

- статический прогиб ротора существенно превышает амплитуду колебаний, что позволяет считать изгибающий момент в месте расположения трещины зависящим только от весового (статического) прогиба ротора (т. е. динамический фактор существенного влияния на изменение жесткости не оказывает) рис.. 6 ;

- часть трещины, находящаяся выше нейтральной линии в условии сжатия считается закрытой, часть выше нейтральной линии - открытой.

Если вся трещина находится в сжатой половине сечения, то ее влияние на жесткость не проявляется.

Процесс "дыхания" трещины можно представить исходя из рис. 7. Как уже было сказано, весовой прогиб в месте расположения трещины значительно превосходит амплитуду колебаний. Следовательно, трещину можно считать раскрытой в случае

- к/2 -»« wt < К/2 - «. (5)

закрытой в случае

- К < wt < - к/2 - а .

К/2 + а ' wt < Jt . (6)

полузакрытой при

- к/2 - а < wt < - К/2. + а .

Л/2 - а <• wt < Я/2 + а. (7)

Из этого следует, что в случае (6) трещина себя не проявляет и податливости К.Э. с трещиной ничем не отличаются от податливостей обычного К.Э. В случае (5) трещина полностью раскрыта и податливости б'1' и б'2) принимают максимальное значение. В случае (7) гипотетически принимаем, что податливости изменяются линейно(рис.7а). Что касается податливостей б'12'(податливость в направлении "1" от силы приложенной в направлении "2"). то они отличны от нуля только в случае (7). Гипотетически их можно представить как участок синусоиды (рис.76). Максимальное значение бГ12) принимают при wt = к/2 и wt = - к/2; (б'12)тах для них находим также по гипотезе).

Таким образом, получив закон изменения податливостей во времени для КЭ с трещиной, можно построить матрицу переменной жесткости tC(t)].

Матрица СС(t)] может быть встроена в конечно-элементную модель

ротора, что позволит описать закон изменения жесткости всего ротора в процессе вращения.

В третьей главе рассмотрена одномассовая модель ротора с трещиной. Были получены расчетные результаты для двух вариантов уравнения движения: в линейной

Кц) - - [М]д + [М]ш2е ,

ь^) = смтч стч + гссша ,

и нелинейной постановке

Ия) = - ГМЗе + [М1ы2е ,

(У)

1Лд) = СМ]ч + [Ша + [Ш.д)]д ,

где [М] - матрица инерции. [О] - матрица демпфирования. С СМ матрица жесткости, 5 - вектор смещения, е - небаланс, § - ускорение силы тяжести, ш - частота вращения.

Оба уравнения были проинтегрированы методом гармонического баланса. Нелинейное уравнение (9) интегрировалось поэтапно, то есть, результаты предшествующих расчетов были использованы для последующих. При каждом расчете было получено вибросмещение С 1=1,..-»N: где N - количество итераций). То есть, решалась система уравнений

1Лд) = - [М1г + [М]и2е .

40)

Цч) - ГМТЧ! + т^! + 10(1,4,-1) .

Расчеты проводились до тех пор. пока не становилось справедливым равенство

1ч(П1 - да)!-!! < е (П)

для всех 0 <; о)1 ч 2я , где е - априорная погрешность. Мгновенное положение ротора- показано на рис.8. С учетом вибросмещения необходимо проводить корректировку угла т (т « <Л - Ф) с учетом «V

ф - агагюашоо! - Ьаш.

(12)

По результатам расчетов были построены амплитудо-частотные (АЧХ) и фазо-частотные (ФЧХ) характеристики вибрации ротора с трещиной. АЧХ имеет резонансные пики на частотах 1/Зы0, 1А'и0. wD (где «о- критическая частота ротора) рис.9. Помимо АЧХ для диагностики трещины может представлять существенный интерес анализ ФЧХ. Вид ФЧХ существенно зависит от фазы небаланса рис.10. Анализ показал, что зависимость резонансных амплитуд гармоник от фазы небаланса существенна только для 1-й гармоники. Расчеты показали, что фактор нелинейности может оказывать существенное влияние на амплитуды 1-й гармоники на резонансной частоте.Это влияние по горизонтали больше чем по вертикали рис.11. Следует отметить, что нелинейность не оказывает существенного влияния на амплитуду второй гармоники рис.12. Амплитуда третьей гармоники очень мала даже на резонансной частоте, а также чувствительна к нелинейности, что делает ее использование для диагностики трещин нецелесообразным.

Четвертая глава посвящена экспериментальным исследованиям вибрации двухопорного ротора с усталостной трещиной, опирающегося на шариковые подшипники. Измерения проводились с помощью автоматизированной системы, специально созданной для исследования вибрации моделей роторов. Автоматизированная система была спроектирована на базе измерительно-вычислительного комплекса "МЕРА-660" и снабжена устройством автоматического регулирования частоты вращения с использованием цифро-аналогового преобразователя ЦАП 14 (рис.13). Система измерения вибрации состояла из бесконтактного виброметра типа ВВ-302, преобразователя уровня, аналого-цифрового преобразователя АЦП 712. С выхода АЦП сигнал в оцифрованной форме поступал на магистраль крейта "КАМАК". Полученный массив вибросмещений обрабатывался на ЭВМ с целью проведения спектрального анализа.

Экспериментальные данные сопоставлялись с расчетными данными, полученными на нелинейной модели для аналогичного случая. Измерения и расчеты проводились для трех вариантов глубины трещины h = 0.3; 0,45: 0.5 (h-=h/D - безразмерная глубина трещины) при различных вариантах расположения небаланса. Сопоставление результатов расчета и эксперимента позволяет сделать вывод об их удовлетворительном совпадении рис.14, 15.

Пятая глава посвящена исследованию вибрации ротора с распределен ными параметрами, содержащего поперечную усталостную трещину. Параметры модельного ротора примерно соответствуют параметрам ротора высокого давления энергетической турбины мощностью 250 - 300 МВт. Ротор был

M

MW

loo

Зое 2oo {00

40 60 <00 Wo tío U) рл/с

PR*.9 АЧХ ратара • трещина! беа иебаханаа

амялитуда гаряааитали а центре ратара Y?- амялитуда аа вертикали а центре ратара Ь - г лубки» трещины L- наыер гармоники

V 1

г

5 N 5

в)

РиаЛО ИХ ратара • тещгаа!

0,1 0,4 0,5 И

оч о,г 0,3 о,у о^'Р

Риа.И Амялитуды яервай гарманнкн ■ центре нтш на реаанананай частоте (Х- к. гариаантали,"- !5 вертикали)1 аавиеимасти ат глубины трещины и <Ьа-"л") (ИНАе" Н" •»н««ет нелинейную м-

! / 2

\ 1 /

ж иН.

0,1. 0,2. о,з ^Ч о,? К

Рис.12 Амялитуды втарай гарманикя в центре ратара на реаананснай чаатате (Х- иа гариаантали, У- на вертикали) в аавиеимаати ат глубины трещины

Pue .13 Эксяертеитальмая уетамаака

fei 1,-с VÁ у 1 J5Г

1

0,3 0,4 0,5 h

Рис. 14 Амплитуды нерва! гармаиики на уеаамамае (Х- «a гаривантали, У-■а вертикала) -Щ- - равчет -О- - акаяеряиемт

Риа.15 Амклитудн втарай гармамики яа реааиаиае (Х- иа гаривантали, У-иа вертикали)

-ф- - равчет -О- - эсаиеринент

разделен на И конечных элементов, один из которых содержал трещину. В качестве базовых функций, для построения матриц жесткости КЭ не содержащих трещины использовались известные полиномы Эрмита. Матрицы инерции для всех КЭ строились стандартным образом (с использованием полиномов Эрмита). Ротор опирался на подшипники жидкого трения, характеристики которых расчитывались по общепринятой методике. Демпфирование в материале ротора принято равным нулю (все демпфирование сосредоточено в подшипниках).

Уравнение движения ротора с трещиной при использовании МКЭ получаются в обычном виде с тем отличием, что в систему ротора "встраивается" конечный элрм»нт с трещиной . который имеет матрицу жесткости представленную в виде

[С(П] = (С01 + [ДС(П1. (13)

где

ГС

[ДО(П] = торсов кмь + lPv.Jr.in ЫП, (14)

к-1

где ы - частота вращения ротора, матрицы К'-'о), Шк). 1-Рк) составляющие разложения [С(01 в ряд Фурье.

Метод гармоничес кого баланса способен дать достаточно точное и быстрое решение в случае, если система не содержит большого количества степеней свободы (одномассовый ротор). Однако, задача для определения амплитуд трех первых гармоник для двухопорного ротора, состоящего из 11 конечных элементсв приведет к системе алгебраических уравнений большой размерности. Здесь целесообразнее применить метод малого параметра. Уравнение движения можно представить в виде

= |1[ДС(и]д - [М]е - [М]<о2е(П.

Ь(ч) = СМ1я + + ГСЫч.

где £ - вектор ускорения силы тяжести, ёЦ) - вектор неуравновешенности, ч - вектор смещений ротора СМ) матрица масс. С В1 - матрица демпфирования, р. - малый параметр (в дальнейшем принимаем равным единице); точка означает дифференцирование по времени.

Решение уравнения (15) надо искать в виде разложения по малому параметру

Ч - до + М1 + + ••■ - £ ИтФт) (16)

т-0

Подставляя (16) в (15) и приравнивая члены с одинаковыми степенями получим систему уравнений для последовательного определения векторов <ь

Ь^о) - - СМЗЕ - (М3ш2е;

(IV)

1(дт) = - ГйС(Шдт-1 . (т=1

Применяя метод суперэлементов . можно значительно снизить порядок исходных матриц. Для этого необходимо построить матрицу преобразования [Ф1 . количество строк в которой равно числу столбцов матриц СМ). [В1. I АС({Ч. а количество столбцов равно N , где

N = 4 + 2п.

а п - такое количество собственных форм ротора с граничными условиями представляющими собой жесткую заделку с обоих концов, которое позволяет отразить динамику ротора с достаточной точностью. Принцип построения матрицы №1 подробно изложен в литературе.

Запишем уравнения аналогичные (15) и (17) для редуцированных матриц

1Дч) = - [ДС(Шс[ - [М1ч - [М]ы2ет;

- - С 1-М)

Кд) = + СВЗц + [ОоЗц:

(19)

г = СФ)тг

где д - смещения в новом координатном базисе.

Вышеизложенный метод позволил существенно сократить порядок исходных матриц. Так как для роторов крупных энергетических машин (турбин, компрессоров, электрогенераторов) статический прогиб существенно

1Д¿¡о) = - ПМв - [М1и>2е:

Ксь) - - СДС«)]0т-1. .

ГДе ГМЭ = (ф]ТГМ)[ф]; [В1 = [Ф]Т[ВНФ];

ССаЛ = [Ф]Т[С(1)][Ф1; е = [ф]тё ; а = [Ф)та.

больше амплитуд колебаний, ряд (16) сходится быстро, и в большинстве случаев достаточно выполнить два-три приближения.

Рассматривалось два случая:

1) трещина находится посредине пролета в КЭ №б,

2) трещина находится ближе к левому подшипнику в КЭ №3

Из рис.16 видно, что трещина большой глубины (11=0,ЗтО,5) способна возбудить вибрацию с амплитудой на шейке вала порядка десятков микрон. Известно, что амплитуды околебаний шеек роторов в 5 - 10 раз превышают амплитуды колебаний опор. Таким образом, даже при большой глубине трещины амплитуда колебаний на подшипниках может быть незначительной. Данный факт делает практически невозможным надежный контроль за развитием трещины с помощью штатной измерительной аппаратуры и стандартных норм вибрации.

Анализ расчетных результатов позволяет сделать вывод о возможности диагностики трещин не только по высшим гармоникам, но и по первой. Так, при вибрации от небаланса, на резонансной частоте отношение амплитуд в центре ротора по горизонтали и вертикали У/Х 2.5 . а для трещины У/Х * 1" (для РВД) Рис.17.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Полученный с помощью расчетно-экспериментальной методики конечный элемент может точнее, чем традиционные методики описать закономерности потери жесткости ротора из-за наличия в нем трещины.

2. Получены результаты, касающиеся влияния нелинейнных эффектов на вибрацию ротора с трещиной. на основании которых можно заключить. что

- нелинейность оказывает некоторое влияние на амплитуду первой гармоники на резонансной частоте.

- на рабочей частоте влияния нелинейности на первую гармонику не проявляется.

- вторая гармоника практически не реагирует на нелинейность во всем диапазоне частот, то есть для нее определяющим фактором является параметрическое изменение жесткости ротора.

- третья гармоника наиболее чувствительна к нелинейности (особенно для Но,3\0.5).

Из чего следует, что с помощью параметрической модели можно получить достоверные результаты, касающиеся 1-й и 2-й гармоник.

хм

бос

Чоо

г« г

» центре

V

о од 0,2 0,-3 0,4 0,7

0,2. 0,3 цч \п

РиеЛб Амялитгди пера«! гарианики на реаананве (Х- па гарнаанталн. У- на вертикали) в завиаммаати ат глубины трещины (трещина нахадимя в центре ратара беа ыебалана^

по вертцк<хлц

по ¿сризмти/ги

И««

«>= 180 ра>/с

^ = 1е5 раЭ/с

небалане

и>=Ш рсйуь

Тгим

трещина Ь=0,3

И

Ю г 12.5 раЭ/с

РисЛ7 Амялятуды вадлияняхах

яерза! гарыанихи в центре ротера я на

X

3. С точки зрения диагностики трещины значительный интерес представляет фазо-частотная характеристика ГФЧХ).

4. Для диагностики трещины желательно проводить измерения вибрации не только на корпусах подшипников, но и на роторе .

5. Для диагностики трещины можно использовать не только вторую гармонику, но и первую, так как механизм влияния на первую гармонику трещины и небаланса различен.

6. Для проведения диагностики необходимо точно знать характеристики диагностируемого ротора: собственные частоты и формы. От них зависит соотношения амплитуд вибрации на резонансной и рабочей частотах по вертикали и горизонтали.

Полученные результаты позволяют сделать вывод о возможности эффективной диагностики трещины.

Основное содержание диссертационной работы отражено в следующих публикациях:

1. Костюк А.Г., Петрунин C.B. Влияние поперечной трещины на вибрацию двухопорнрго ротора // Труды МЭИ - Турбомашины. Вып. 663. М. издательство МЭИ - 1993 г. - с.109-117.

?. Костюк А.Г.. Петрунин C.B. Колебания и устойчивость ротора с трещиной // РАН Проблемы динамики и прочности электро- и энерго- машин. Всероссийский научный семинар май 1993 - С-Петербург - Тезисы докладов.

3. Костюк А.Г.. Петрунин C.B. Поперечные колебания ротора с краевой трещиной // Изв. РАН Энергетика и транспорт - №3 - 1994 г. - с.В - 92.

.гр.чфнн Л\:-)!1. Кр;1г||(1К:и:фч(Ч1н;!Н. ! :(

МооЯовокпй ордена Лешша, ордена Октябрьской реваииш. ордена Трудового Краевого Знамени Государственный Технический Университет ни. Н. Э. Бяутта

ОД На праваг рукопяов

УДК 621166

Потапова Ирана Анатольевна

ИССЛЕДОВАНИЕ ГТД ПЕРИОДИЧЕСКОГО СГОРАНИЯ С ДВгаЛАПАННСЙ КАМЕРОЙ

с ОБ. С 1.12 - турбоиашшы ) •

Автореферат дяосертацин на соиоканио ученой отепенл кандидата технических наук

Москва - 19Э6 год

Работа выполнена в МГТУ им. Н. Э. Баушна на кафедро "ТурбЕноотроенке"

Научный руководитель - доктор технических наук,

профеосор В. ь. Михальцов

Официальные оппоненты - доктор техпичеокаж наук,

профеосор Э. А. Ыакунаш

- кандидат г игачеогах наук, Н. К. Троицка!

иэдуцое предприятие - ЦЙАМ пи. П. И. Баранова

. ¡с

Задпта ооотоится СШ-л^Я, г> в ■■•^Г.>ча0-

с?. заовддЕЕЕ Онецаалазпрошшного Совета К. 053.15. 05 "Топлос^э иашшы е теоретвчеокне оснош; теплотехники" 1!оо1:оаоггого Гсоуядротвегшого Технического Университета аыошз ¡1. Э. Баукака по ахрзоу: 107005» Москва, Лефортовская набережная, л.1, ыорзуо "Ёкоргошднпоотроешго".

С даосерташшй иолно ознакомиться в библиотеке ИГТУ шюнз НО. Еаукана.

Автореферат разослан

Вдкв отзиаа ь 2-х екаеишшриг, ааверешше иочат^, прооьОд шсякать по агросу: Ю7005, Москва, 2-я Еиукан^сан ул., л.5, ПП7 ш.Н.0. Еауиапл, учеиоу} секретари Совета К. 055.15. Р.,

Ученый секретарь Слб1и;1И!3!^х)гимного Совета и V. а,, лоцект

С. И, Тпииои

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

ACTya^biKJCjjbjipofiaeiiK. Из теории ГТД известно, что идеальннй тетрмолипаыичеокпП цикл периодического cropat i с ПС 5 о совыкеизек ЛЗВЛо;пш в процесс« сгорашш обеспечивает ГЦ более вноои® Ш1Д, •геи готкл р -const. Впервые та гае шпиш былн -«алнэозаин з FT? Кароподнпа - о огпоклагг'-'шщи камерами с 0ICK ) сгорания я э Г ТУ Хольцварта - о трекклапанкюгн ханеранв с Т1ПС з и о двухкяапашсагтг кшергига (ДКК В настоящее врекя наиболее шгроко распространены ГТД p-const, так как конструкция ГТД ПС сложна и гх работа сопровождается зпачятелышин потерями в про„эсое ^сштрзнЕЯ ггрл дросселировали!« в сопловом клапане с СК ~i а яря переменней резкие работа v/рбитга, ояна'"> принципиальное термоетяамическое лре:шу-дество цша v»const заставляет учент: к кострукторов аостояшю обращаться к этому циклу. Вопроса теоряв ГТД о ДКК разработазз слабо, что но позволяет с достаточным обоснованием проводить ах совертенстповгггае. Так гак эксперимент на ГТД ПС по техпячесгата а ОЕононотескпм причинам трудоемок я дорог, то цалеоообраэяа расчетная оптимизация конструкторских я те^иодишигачесизя пэранегроа ГТД ПС. Поэтому созданная в работе экспериментально обоснованная иетолика рас'"'jта процесса сгорания а газодикашпесках проиеосоп течения газа в трасте камера - турбина, позволяемая оптттзпровать я повысить эффективность ГТД* ПС, является актуальной.

Цель исследования., Создание экспериментально обоснованной фъ-экпо-катекатичеокоЭ ноделп реальных процессов сгораиля, расширения я наполнения в ГТД ПС о ДКК, разтботка программ расчета дня проведения расчетно-теоретического исследования газодякажпеехпх потерь в турбине, позволяете оптимизировать геометрические гараиет-)'*; в тракте камера-турбина для реализации преимущества цикла ПС. _новизна заключается в слел"«,' и:

1. На основе расчетно-теоретического анализа результатов экспера-аопта, проведенного с ДКК ГТД ПС определены коэффициента а уравнении сгоргщил в форме И. К. Вибе и показано, что характер нз».ене!шя скорости тепловыделения в кокерах ГТД ПС является проыеауточшш иехду изменением скорости для камер дизелей а-карбяраторзьос IBC.

2. Рпчрзбопяа физическая модель общего случая процесса наполнения в ДКК ГТД ПС и получено уравнение политропы в процессе сгорания гря наличии fi Kaf fv? гязоьой подушки.

5. Проведен-. расчетыг>- тео^тичс-кое доследование потерь в тракте

1

камера-турбкна я определени потери на дросселирование в СК, при входе в рабочее колеоо сРК > и о выходной скороотыо, что отличае турбины в ГТД ПС от турбин в ТТЛ р-соп«1.

Практическая ценность. Предложенная физико-математическая модель расчета процеооов о горелая, расширения к наполнения и разработанные на их основе программы раочета параметров позволяют, не прибегая к екопержыенту, определить параметры ГТД ПС, рекомендовать вкопериментал„ю обоснованное Газораспределение в получить ГТД ПС максимально! а^фективности.

Реализащм рээультатов работа. Основные результаты иооледова-ш9 использованы прь выполнении гообнщжетных и хоздоговорных работ а ШШЩ МГТУ ш. Н. Э. Баумана, при нооледованих перспективного ГТД ПС в .иСБД мм. Малышева. Результаты работы попользованы прв разработке турбоотартера малой мощности в Рыбинском КБ, а также прв выполнении работы по теме "Разработка и создание опытного образца турбоотартера ;, пуска авиационных ГТД" по программе "Конвероня а высокие технологии".

^пробапдя работы. Основные положения диооертации докладывались в обсуждались на Всеоовзной межвузовской конференции "Газотурбинные н комбинированные уотановки" в 1991 г., на научно-технжчеокой конференции "Высшая школа Роооия и конверсия" в 1993г.

П' Тликашш. По теме диооертации опубликовано 3 отатьи, тезисы 4-х докладов.

Объем работы. Диооертацкя ооотоит из введения, четырех глав, заключения и спиока литературы. Она оодеряит 178 страниц осповного текота, 66 рисунков, з таблицы, б страниц оо опиской литературы, включающим 64 наименования.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ В первой главе проведен анализ опубликованной информации по ГТД ПС о ДОС, который -'называет на увеличение конструкторских, •хопервментальных работ а авторских овидетальотв в втой области. Опубликованные раочетно- теоретичеокие иооледовання, основа лые на прамененхн приближенных термодинамических зависимостей, полученных из »аорта идеального изохорного цикла, ве содержат детального исследования реальных процессов сгорания и расширения в двигателе. Это обстоятельство не позволяет в настоящее время оптимизировать Параметре ГТД ГС о ДКК для получения его максимального эффекта.

Перше промышленные ГТУ у-сопз1 имели недостатки конструктор

окого, энергетического и газодинамического характера. После Хольцварта бит выполнены разработка я экспериментальные иооледо-вания ГТД ПС с ДНК и их элементов, которне и-ели те же недостатки. В ХКБД им. Малышева были проведен« экспериментальные всояедогання о камерами, отличавшимися формой я типом завихрителей, жаровых труб и стабилизаторов, и создпяГТД ПС о ДКК. Из- за ире крещения финансирования работы, испытания не были должным образом обработаны, поэтому математическое моделирование про» сов s математический эксперимент являются целесообразным продолжением работа для совершенствования такого двигателя, что позво1Г т при гщзработяе новых конструкций отказать.л от дорогостоящих натурных экспериментов. Пр> зеяеннне в КАИ экспериментальные жсследо- шия зависшоота КПД турбины ХКБД от частоты, амплитуды в формы импульса рабочего тела требуют более подробного теоретического обоснована«.

Рассмотренные материалы указывают за необходимость дальнейших теоретических исследований процессов сгорания ш расширения в ГТД ПС о ДКК.

Во второй главе исследован процесс сгорания в IKK, обуславливающий эффективность ГТД ПС. Основь^Л параметр - скорость тепловыделения э мотет быть отделен при обработке осциллограмм. На значение Э оказывает влияние термодинамические и химические гара-метрн процесса сгорания, а Такие конструкторские параметра камере сгорания. Представляет интерес исследование результатов опнтов, полученных на натурной двухкладанной камере ПС С рас. 1 ) о различной конструкцией жаровых труб с IT завихрит елей и стабилизаторов. Разработанная в диссертации методика позволяет определить среди® ВСр и мгновенные Э значения скорости, разбивал проаесо на этапы и приближенно полагал протекание процесса при v-const. На рис. 2 показано изменение значения в в ДКК с цилиндрический заверителем при различных вариантах IT # 1 ,¿,5 с кривые 1,2,5), я коническим стабилизатором с кривая 4), при котором максимальное давление Рго=1,б7 МПа, и средняя скорость тепловыделения Р^-Кйо кВт.

Эксперимент с ДКК показывает, что результаты расчета процеооа сгорания в ДКК ГТД по принятому в ДВС уравнению Вибе с коэффициентами, выбранными для дизелей с С—2.9; Mv --о,з...+о,7 > н двигателей с принудительным воспламенением сС- -6,9; -5...4 J, ае совпадают с ДКК ГТД, максимумы скоростей $ в ДКК занимают пронезу-тотное положение между максимумами для двух типов ДВС. йоолехова-

5

Рно.1. Турбокомпрессорный блок ГТД ПС о ДКК ХКБД

~ v Л о'г ~о7 Си г/г]

гжс.г. Скорооть теплоашгеления в J

о £взШк4 яаровшв груйлив

p-conet

i.» ' е.» е.'«« ' vr ,/iV«/" Рио J. Зависимость давленая от удельного объема

г- z, нс 4 в (2 1«, 2В äiz, mc

г»с. «.Изменение давления в ДКК Рио.5.Изменение даилений в тракте 1 -эксперимент,г-расчет камера турбина: I-1*, 2 Р^, 3-pj^ 4-f

вне показало, что постоянную выгорания для ДНЯ следует принимать 0=-б,8, а показатель характера сгорания - в пpeдeJзах 8^*1,0.. .2,1.

Расчетный анализ полученных экспериментальных ляняях показал несоответствие с меньшую величину 5 давления в конце сгорания по осциллограмме Рго и из расчета по расходу тошшва, которое нельзя объяснить низким коэффициентом полнота сгорагыя, что может бить обусловлено остающейся в камере от предыдущего цикла ыаооой газа -газовой подушки с ГШ. При этом прсцеоо ого! ния следует расот тю-вать не как у-сопз4, а по политропному закону.

Полагая процесо сгорания в ЖК при нал' шд ГП юлитропшш о показателем п (подведет, л теплота <Ш"М»сп««4Т), и воспользовавшись пе; зим законом термодинамики получим:

сп ат - + впьпР 3 сп

гдегв^Мд/М - отношение массы Нц ГП к иасое К овежего заряда,

ь^»р1/1с уц, с - теплоемкость политропного процеоса. Решив линейное дифференциальное уравнение 1-го порядка получим за-висинобть температура от давления в свеаеи заряде прв наличии ГЦ. п-К л-к

гда ^ к-1 с к - с к - с ' п V п

Температура конца сгорания при политропном процессе1

V С^Л [ "г «а - СУВ Тк * с»п Тп «а ]■ . Давление в конце сгораг^я:

НгТг-

Показатель политропы в процессе сгорания о ГП: 1п с р / р 3

- - -Е----С 55

Ш [1 - вц с^Я - »]

В частных случаях получаем при вп-*0, п+ - ® Спроцеоо »«сопя» Э, а при Кп ■* " п=0 Ср-сопз1 ).

Таким образом, зная из эксперимента цикловые массы воздуха I тошшва и давление конца сгорания, задавшись в первом приближении

5

относительно! массой ГП, определяем температуру в конце сгорания Тг, ггяшеш® РГ и, сравнивая его оо значением давленая Рго. ыетолозс итераций определяем отеосЕгельнук кассу ГО, наход^ч показатель нолктрэш к зависимость Тг о? Рг по уравнению с 25.

Ва рнс. 3 показана зависимость давления и удельного объема от относительной маосн ГО в пределах 8^=0. ..«>. Чем болше величава тещ ыенше давление Ррс температура Тг н время сгорания я . Прк ®Е«> о цжсд вырождаем л, время сгорания стремится к нулю, а давление кош© сгорания приближается ж давлению за компрессором.

^зработанкая математическая модех•> позволяет уточнить расчет паржетров процесса „горанкя с ГП по сравнению с расчетом процесса сгорания в ДКК при у»сапз£ как по уравнению Бибе так я о использованием мгновенных значений скорости теоловаделення. Поскольку в рассмотреаном случае экспериментального исследования относительная зсаооа ГП аезеласа . .0,16 нонко считать полученное значение

орвдзей зксрсс. 1 тепловыделения еср а юоо. ..1500 кВт достаточно обоснсваннщ.

В третьей главе наследовали потери в процессе расширения газа ч тракте камера-турбина н показано, что наибольшим источником потерь является дросселирование потока в СК при его открытки с момент ОСЖ 5, обтекаяке Р1 ва режимах существенно отличных от расчетных, & так. } растекание газа по окружности выходящего аз СА при жеоиовременной работе ДЕК. т,о настоящего времени не опубликована екоперинеатально обоснованная методика расчета параметров этих явлений и отсутствует оценка таких потерь в ГТД ПС с ДНК.

Предложенная физико-математическая модель достаточно полно отражает особенности протекания процесс, в ДКК, что подтверждается совпадением изменения давления в экспериментальной камере, гафшс-онроааяное на осциллограмме с кривая 1 на рас. 4 > и рассчитанным скрзшая г з. Полученные кривые наглядно отражают относительно короткий период сгораш - за время цикла 1и> пассивный период работа турбины, когда СК не выпускает газ после окончания с. орания яохштеа, период расширения 1Ч. На кривых отче лево проявлено совпадение времени падения давления в камере, соответствующее началу наполнения с ОВК 5. Это обусловлено превышением пропускной способности СА над !й£. Расчет переменных параметров в тракте камера-турбвна при переменных значениях давления Р£ в камере, сечений шющадей СК - Рок и БК - Гвк, постоянном сечении СА - Рса, б

рабочего колеса - и давления Р2 за турбиной проведен ео этапам, а течение которых процессы принята устакозивягмася, Знатаахя. давлений за СК и за СА - сяределенк чз равенства раонохоя газа через СК - СА - 6оаи !% - 2нраяеЕЕН2 э 22122:

5 „ ^ск^с^ск^г ц „ ^сарсауса^о . ц .

где: уск, уса ,урк- функции расхода, ■ г с Зск 3' Уса - г с »оа Урк ш г С V 3' Эс2,-отношение давлений с ОД > в СЕ, Зск а Р(/ Эса-0Д в СА, Эса - 3^-ОЛ в РК. ^ ■ Р2" •

Если 0 > в - [2'Скч1 )1к/Ск_1\ то у - /г* /Смз Ш2А - ЭС!сП,/1с).

Если М9, ? то у ■ ут « /к С2/Ск-М))С1сП5Л&с*13в

Текущее дагтение Р^ в камере в период, когда отхрит только СК, можно определить, решая совместно уравнение адзабатаого процесса а уравнение состояния при нерешенной массе газа в камере:

1с я р»с1-к5^к ь.

р* . £ V ДГ 'Ш- ) ГКь-П ^

Полученные в результат? расчета значения давлена® по тракту, представлены на рис.5. Кривая 1 показывает ззиеиенке давленая а ЛКК при истечении газа через турбину, кривая 2- давление перзд СА. Разность этих давлений характеризует потерн на дросселирование з СК. Кривая 5 показывает изменение давления торкояения по относительной скорости перед га турбины, а кривая 4 - статическое ж. ле-нне перед РК. Значительная разность давлений Р^ и Р^ обуславливает целесообразность определения двух типов НПД: иощностного 8ПД ■пто турбины, как отношение удельной ра ты турбины к располагаемо-

му тешгоперепаду 10, найденному по давлению перед СА а процесса расширения, как отношение удельной работы к располагаемому теплоперепалу Нг, найденному но давленшо в камера. Первый КПД турбины позволяет сравнивать потери в проточной части турбин ГТД ПС и ГТД р=сопзг, а второй - сравнивать потери в процессах расширения этих двигателей.

При определении давления в камере, когда через В1С поотупает воздух, а из камеры через СК вытекает газ, находим температуру

7

рабочего тела в камере как температуру смешения горячего газа массой llj, о воздухом маооой Ы^ а давление в камере находим к-уравнения состояния:

, . ^¡fr v;т» р .'У^У*«

°И "г °рг * ЕДМВ °рв ' v

Отношение давлений с ОД ) по тракту, полученное расчетным путем, указывает на значительную продолжительность докритичеоких режимов истечения во воех оечениях тракта. На pao. 6 S0K характеризует ОД в ОС» - в FK, - в СА, Эт- изменение оуммарного ОД в тракте камера - турбина с BT=Pg Л* обратная величина которого соответствует отепени понижения давления в турбине а Ввк - од в БЕ с 0bk=Pcm/f£ э о момента поступления воздуха в камеру. Видно, что при значительном изменении Эт в пределах от 0,2 до 0,7 отношение давлений в СА значительно меньше критического отношения Рв, что вызывает увеличение угла «,, а ЭрК близко к Эв и поэтому в РК от<лонение струи в косом срезе неболшое.

Результат» подробного расчета параметров турбин указывают на резко переменный режим работы турбины в ГТД ПС и позволяют опреде-ить величины связанных о этим потерь. Так, абсолютная скорость истечения из СА в течение цикла уменьшается от значений С^эоом/о до Cj« 500м/с, что вызывает большую положительную и отрицательную закрутку потока о изменением угла выхода потока «, от 60°до 160° и окружной составляющей абооютг й скорооти от +200 до -400 м/о. Угод атаки изменяется также весьма существенно в пределах -но до +10°, что вызывает необходимость тщательной оценки гшграалк ¿еоких потерь. На графике рио. 7 приведены значения коэффициентов скорости в РК определенных по формулам: Степанова с кривая 1 3,

Шеротюка (кривая г ) Локая (кривая 3 з, Гришина (кривая 4"э, которые сольно отличатся. Степень реактивности ступени турбины ВД изменяется в течение цикла в пределах о,1-о,?з.

Особенноотыо протекания процеосов в ДКК и турбине является изменение плотности газа, что оказывается на значении секундного раохгта газа и на величинах удельных потерь в различные периоды процесса истече1шя, а также на средних значениях тасполагаемых те-плоцересадов н )забете турбины. Турбина в период закрытого оошювого вияпяня полезной мощности не создает, т. е. работает как газовый тормоз. На рио. 8 представлено изменение мгновенных работ ТВД: располагаемой работы расширения - Нр»!^, располагаемой работы туре

тря

в.9в 9.В5

•.75

•.7»

в.&е -

12 16 га I, но • , « а <4 29 г, ко.

Рио. б. Отношение давлений Рио.7. Изменение коэффициента скорости

\ ел

в.4-0.3

ег.г 0.1 ».в

-0.1

ОСК А

1В га I, но в 12. 16 го г, но

Рио.в. Работа турбины за цикл: Рно. 9. Относительные потери * турбине

5

1.4

1.2 «.в я. 6 в.6 3.4 8.2 Э.0 -8.2

ь

8.9

8.8 в. 7 8.6 в.Б

зск.

8 12 16 20 2,, НО 4 8 .12 16 29 цо

Рис. 1 о.Относительные потери с учетом Рис. и. КПД турбины: массы: 1-^.2-5 »V 3-* А-Ч^Ц 1-пт. 2-ли0, 5-лто .

бины - Hjj*!^ и полезной работы турбины - LU»MC. Разница значений Hj,*^ и Н^М^ характеризует потери на дросселирование С по средник значениям работ эти потери составляют ню, разнила, значений H0*Mt в L^H^ характеризует га?"-динамические потери.

На рис.9 показано изменение мгновенных относительных потерь, отнесенных к теплоперепаду Н0, с выходной скоростью ?в» в РК в Câ ?0 и радиальноы зазоре Из графика следует относительно небольшое изменение потер*. ïc н ?а н существенное изменение потерь Ç, , Е Нал'^олшего значения достигают эти потери в течение

В _

кратких периодов при малом сечении СК, а местные миниму. л приходятся на расширение и наполнение. При этом, максимумы относительных потерь при расширении в 3-5 раз меньше, при наполнении. Относительные потери в турбине о учетом мгновенного расхода газа С рис. 10 5 имеют характер близкий к потерям на рис.9 С однако максимумы потерь в периода расширения н наполнения имею? одинаковую величину в связи со значительным превосходством расхода период расширения. Зто se явление наб-жается и при изменении потерь ÇQ и ï3. Относительные потери в туроине ПД ПС е потерн с учетом расхода уществэнно различаются, что отличает турбану ПС от турбины p-const. Большие потери с выходной скоростью с среднее значение за цикл 10X 5 во время рюьярения в момент непгтоедствеино после открытия СК обусловлены положительной закруткой потока, а в момент наполнения - отрицательной. Среднее значение потерь на закрутку потока равно 4,5х из 10". Потери в СА мало меняются за время цикла с среднее значение - б,з*о. Потери в РК характеризуются двумя местными на^-имунами с во время расширения - 0,5* и наполнения - 22* э. Среднемассовое значение составляет 6,7х, из них поте, а от угла атаки г,У*. Потерт на дросселирование составляют их.

При последовательном осуществлении процессов сгорания в камерах, рак в принято в экспериментальной уотановке, в турбине возникают дополнительные потери подобные потерян в парциальных турбинах, обусловленные величиной степени парциальности е. Такие, потери в турбине ГТД ПС не исследованы в опубликованной литературе.

За степень парциальности турбины ПС принято отношение времени истечения газа через РЛ при открытом СК к суммарному времени цикла с гц J с учетом того, что в начале открытия СК, как и при закрытии СК (в течение 0,1 времени ОСК J, пропускная способность СК весьма нала и условное время истечения через СК: 10

Ч - - \ - С гп - \ 3 ■ °'8 с \ - \

следовательно условная степень парциальзости:

г г,

_ п п - I 4__3

При принятом фазораспределеянн в экспериментальной ДКК е= 0,62, относительные потери на трение и вентиляции, рассчитанные по форку-лаи Стодола и Котдяра невелики а =0,02%).

1а

Найденные потеря в тракте камера - турбина, отнесенпке к теп-лоперепаду Я0, позволяют определить нощносгаой ЛЦ йтрбинн ито, значение которого характеризует газодинамическое совершенство турбины в ГТД ПС с ДКК как лопаточной напаян, а такае пц0 и чло. По-шжо низких значений КПД ^ло'^ио'^то 3 начала ш в конке истечения из-за больших нерасчетных значений И/С0 наблюдаются еще две характерные области снижения КПД С рис. 11 3. Первая - соответствует большим значениям теплопере тала Н0 и обусловлена больншыи положительными углами атака на рабочих лопатках. Ыощностпой НПД на этапе расширения С т. А на рис.из *>то=о,77„ при этом Ст. А на рао.ээ 5с=б%, 5э=2%. Вторая - соответствует нални значе-

ниям теплопере гада Н0 в начале наполнения камера воздухоы и обусловлена отридатальЕянг углами атаки. На этапе наполнения ст.В на рнс.П ж на рис.93 п„0=0,43, при этом 5В=29%, 5с-5%, <рК-21,9%, $3=1,1%. Среднемассовое значение НПД: пто=0,?4,т»иО=0,75,т)ло=<0,86.

В четвертой главе проведено исследование влияния внутренних параметров процессов, происходящих в ГТД ПС о ДКК на их выходные параметры ж да**о сравнение эффективности этих двигателей о ГТД р=сопэ4. При оптимизации фазораспределения и уи> ..ьшешш продолжительности цикла на б, Б %, за счет узастка апао с рис. 4 3, моано увеличить расход воздуха через турбину и мощность ТВД.

Увеличение окружной скорости и с 350 до 500 к/о вызывает залетное повниение НПД в процессе расширения Сна 0,113 л резкое с видение КПД в начале наполнения Сна 0,503, что приводит к „нзжению КПД турбина пто о 0,802 до 0,657 срис.123. Соотвётственно уменьшается и КПД процесса расширения пТГ. На графике можно выделить характерные 6 областей значения.КПД при открытом СК и две крайних области с низкими КПД, соответствующими ОСК н ЗСК. Кривые 1Щ имеет три наксямуна во 2 и 4 областях, обусловленные оптимальный

отношением и/С0 при увеличепнн и уменьшении скорооти в процеоое

И

Рио. 12.3авиоимооть КПД турбины Рио. 1з. Эавиоимооть чтоот угла что от окрунной окорооти и: Эг:1-250,2-550,?-450.4-550

1-500,2-450,3-400,4-350,5_30011/с

Рио. 1«. Удельные р&оотн ГТД р-сопвг и у>соп«1 с ах аффективный КПД ГТД р-соп»1 я »-сопаг сб). Обозначения кривых: 1ау при лЛ«о,78 -кривые 1,5,9, 1вУ при 4^0,73 - кринке 2,6,10, 1.ву при ч^-о.бв-3,7,11, I прв Ч^'О.вЗ - кривы» 4,8,12, ^»2000 К - 1,2,3,4, Трр.1500 £- 5,6,7,8, Трр.1000 К - 9,10,11,12.

»г

расширешш а в б области, соответотвущей наполнении кадещ. Цинимум ШД в 3 облаоти обусловлен малый значением U/Gj яра цаксииалыюй скорости С^ и в б области" обусловлен болышм зна^ , ченне» U/Cj пра пропала давлацяя a vzz.сро а начало go наполнения.

Дня оценки влияния геометрии турбины на ее вконош ность было пранято уиеньиенив «, о 21 до 1}, о 55 до 25 и изменение 9, о 35 до 15, при этом площади СА и Р!£ сохранялись постоянными путей ззмененая длины лопаток. Пра уменьшения 9, значения мгновенного ноцноотного КПД турбины пт увеличивались во воем диапазоне цикла

0 0,69 до о,?7 на юн. Это связано о умен-леннем потерь о выходной скоростью о 0,14 до 0,07 н потерь в радиальном зазоре о о,osa до 0,016. При уменьшении 92 до 17°, совпадающим о величиной

, КПД турбины возрастает, пра этом однако РЛ удлиняется. Пра

дальнейшем исследовании влияния м 9, на КПД турбины принята

значения 9,««,, что обуславливает минимальные потера о выходной '

скорость¡a. I

Расчетное исследование показывает, что opa уменшенне углов '

и Ра о 21° ДО 1?° в 5 облаоти КПД оннаается С пра «^»21° турбина

раиотает в облаоти нулевых углов атаки, пра а, «1? - в облаоти

больших положительных углов атака э, а в 4 и 6 областях - растут, ;

так как уыеньшаеатся г-терз о вчходной скоростью о о.оаэ до 0,064

и потера а СА о 0,070 до о,057, но так как потера в РН значительно

возрастают о 0,05 до о, 07 оредний мощноотной КПД турбина

изменяется слабо - в пределах »>Т»0,7Б8.. .0,772.

Для оценка влияния угла входа на РК с Р, > ва КПД турбины n "0

определена его значения для а и В. равных 17°. На pao. 15 кравая - о о о

1 соответствует 9, «25 , кривая г - 9, «55 , кравая 5 - ,»45 ,

кравая 4 - 9, »55°. Проточная чаоть турбины в этих вараантад ода-гакова в изменение потерь связано о влиянием 9,. Средние потера в <0 практически равны, а потера в РК различны: для 9, »26° «„^ 0,073-, для 9, »3^-0,069; для "..Í^-O.WÍ; дляР.-бб0- 0,068. Пра 9, 26° и 36° турбина почта половину активного времени (процеоо выполнения j работает о низкими КПД opa больших отрицательных относительных углах атаки (Г), однако в 5 области наябсльзее значение КПД достигается пра 9,»3{Лг.оэ. Для Э, • 4б°и 66° Г>о а поэтому в значении в 5 облаоти наблюдается провал, аналогичный изменению мгновенного значения КПД турбины, но в области б для больших значений углов входа на РК значения КПД турбины вше. Среднее вначв-

15

ние КПД турбины вше для В, «бб°, а ае для В, • 36°, так как несмотря во то, что в 5 облаоти вше мгновенные значения КПД турбины для Bt*36°, что соответствует минимальным потерям в процессе расширения, в б облаоти птовал в значениях КПД турбины для Bt = 36° оущеотвенко больше, что соответствует максимальным потерям в РК. Для Bg«66° картина неняетоя на обратную, т.е. в процессе расширения потери шкоимя.льные (по сравнению с В, = 36°), а в процеоое наполнения потерн в РК - нь_«шальные. Ансишэнруя влияние углов «, и В, на ВДД турбины нежно отметить, что *арактер изменения значений шгновенного КПД турбины и значений относительного угла атаки на протяяенни цикла одинаков. В моменте ОСК и ЗСК, т.е. при дросселировании, относительный угол атаки для любых значений угла выхода из СА при В, *Кэ3 равен >-2, а при уменьшении значений В, смещается в сторону глубоко нерасчетных углов атаки к для В,»26° соот-ветотвует Г *-6, поэтому мгновенный КПД турбины имеет чрезвычайно низкое значение С нул<._ое или отрицательное ). При больших .еплопе-репадах СЗ область 5 относите^-чые углы атаки для любых значений в, в Э, находятся в диапазоне от Г •+0,6 до Г *-0,б, причем полоши льнне углы атака соответствует большим значениям В,, а отрв-дателънне - менышнк. Когда открывается ВК в начинается процесо наполнена С5 область ) любых значениях уг то «, а В, наблюдается уивншешэ нгновенного значения КПД турбины и относительного угла атаки до определенного значения с для В, «2ff Гв1п для В, =56® а затем увеличение этих значений при работе тур-

6шт с б область з прв постоянном значении давления Рк с для В, ^„"-3, для Ва*бб° Гш1п «-0,6 }, т.е. в процеоое наполнения значения ВОД вше для больших значений в, при любых «4.

В работе рассмотрены зависимости выходных параметров с удельных работ Lgy.Lgp в КПД ti^.tigp } от основных внутренних параметров теашературн газа в конце сгорания Т^ iTw i степени повышения даалеьде в компрессоре ng при одинаковой температуре рабочих лопаток и значений КПД: 0,78,0,73,0,68, т^ 0,845,. я =0,83. Ыахснаальдая температура Т^ в цикле v-const больше на 40d-600 К, чей температура огорания в цикле р= const Т^ и определяется по зависимости: T^Tj. <i,9-6,8«io~*» Тк j-340. Повышение температуры конца сгорания увеличивает эффективность цикла ПС сильнее, чем эффективность цикла p*const. В интервале *к=1...го при Тр—»1000 К для »jf 1 отношение давлений Prv^tf*' а ллл 1*

*«t,4. Пря большей исходной температуре 1^=1750 К, для а для "^20 л=г,а. Из графиков срно.и- а,б) следует, что оптимальные по работе значения для цикла p-const о повышением температуры Т^ от юоо до 2000 К возрастают от 4,5 ДО 16. Максимальные значения Igp соответственно увеличивайте., от 100 до 560 аДх/кг. Максимальные значения КИЯ возрастают от 1)^*0,19 до ч .0.34 при оптимальных значешшях увеличиващихся от 7 до 33. Наибольшее отличие в значениях работа при «к-*1* при которой получают значения близкие к максимальным, а значения L^ а ИДЯ ц^ отреыятоя к нут Вторым отличней параметроь лвляетоя малое значение оптимальных отепеней повышения давления *LV в которые возрастают в диапазоне от 1,5 до 3,5 С для «LV3 я от 3 яо 15 с для что в 3-4 раза менше, чем л^р для цикла p-const.

Наибольшие преимущества параметров v-const возникает в облао-тя малых значений яg, которые применяются в ГТД относительно малой мощноотн н малой экономичности. Следовательно, предотавляетоя целесообразным применение ДКК ПС в простейших Г7Д неболшой мащнооти: в турбоотартерах, вспомогательных в аварийных двигателях.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

На основании исследования физической модели процеооов огора-ння, расширения и анал'за результатов экспериментального исследования ДКК ПС впервые создана экспериментально обоснованная математическая модель реальных процеооов, происходящих а ГТД о ЯКК ПС, позволяющая проводить предварительное раочетно-теоретическое но-оледование ГТД о ДКК.

1. Впервые показано, что изменение скорооти тепловыделения 9 в

процессе сгорания в IKK является промежуточным ыеаду изк.яениеа

скорости в дизелях а карбюраторных ЛВС в может быть раосчитано по

уравнению в форме И.й.Бабе о коэффициентами c!iv»l,0...г,1;0>-6,9).

г. Расчетный анализ осциллограмм давления, подученных па

экспериментальной ДКК, по-золил определить значения Э

максимальные Э__* 2500...35оо кВт и средние Э «юоо...1500 кВт.

шах ш

3. Разработана фазичгская модель общего случая процеооа наполнения в ДКК ГТД ПС и впервые получено уравнение политропа в продеоое сгорания при наличии в камере газовой подушки.

•». В результате подробного расчетно-теоретического исследования определены потери на дросселирование в СК, оря входе в рабочее ко-леоо турбины и о выходной скорое- ый. Впервые для оценка потерь на

15

дросселирование в СК введен КПД распиренкя птг, который следует использовать при сравнении ГТД ПС с ГТД p-const.

5. Получено, что потери при входе в рабочее колесо турбянн в связг о нерасчетным углом атг<"я составляют 2-2,0%,увеличение потерь с выходной окорооткз, овяаанное о закруткой потока составляет -4-5%. Полученное снижение КПД турбины в ГТД о ДКН по причине увеличения газодинамических потерь в проточной части моаяо оценить ъ С%, а о учетов пот^ь на дросселирование в СК в 14-16*. ¡гчененке угле- «s , ра в области оптимальных значений слабо влияет Еа КПД турбины в ГТУ v-const, которие составляет 65-0,55 от значений, характерную для турбннк ГТД p*const.

6. Сравнение эффективности ГТД ПС п ГТД p-consl показывает, что несмотря Еа значительные потери в процессе расширения прк ПС пря оптимальных значениях я в ГТД ПС о ДКН удельная работа колот быть получена на 20-25% и КПД на 3-вХ аызе, чем в ГТД p-canst. Превосходство удельна эи»рг"_ .-лческих параметров ГТД с IKL возрастает о уменшониет степени пг-icnemi« гавления t?E в увеличением температура Так, при Т^-1500...гооо К, при и^г.-.з в ГТД о ДКК /дельная работа болше ¡га 5О-}0% а КПД ГТД ее 40-20%.

По тене диссертации опубликованы схелупзде освоите работы:

1. Е Е. Михалъцев, Потапова. Скороо': ъ тошювнлелешгн в двухклапаншх каперах ГТД ПС/ih :ЫВТ//^Гезиок доклада па Всесоюзной цегвузовской когфереыциЕ по ГТУ и КУ.-1§91. - С.ие-119.

2. Е Е. Михальцеа, Е Д. Поляков, И. А. Потапова. Повышение вффективпо-отп пуска авиационных ГТД УН.-//Тезисы доклада ка Всероссийской научно-ч^хннческой конференции гг-е-в ноября 1993. ./'.

5. М.А. Потапова. Скорость тешювнхеленкя в камерах периодического сгорания // Изв. Р^в. Наипностроенпе.-1993.- Кз-5. -С.57-62.

4. Е Б. Иихальцев, ЕД. Поляков, И. А.Потапова. Потеря в процессе расширения в ГТД периодического сгорания с двухклапагшоЗ камерой //Изв. ВУЗоа. Машиностроение.-1993.- К7-Э- -С.54-58-

5. Е Б. Михальцев, Е Д. Поляков, И. А. Потапова. Оптимизация Газораспределения в ГТД периодического сгоратш // Изв. ВУЗов. Машиностроение.-1993.- й.о-12. -С.44-40.

Тип. МГТУ, заказ тирах юо экз.

Подписало к печати >..: < ■• Обьеы 1 п. л.