автореферат диссертации по авиационной и ракетно-космической технике, 05.07.05, диссертация на тему:Принципы проектирования и вибродиагностика деталей ГТД на основе математического моделирования объемного напряженно-деформированного состояния



На правах рукописи

Михайлов Александр Леонидович

ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ВИБРОДИАГНОСТИКА ДЕТАЛЕЙ

ГТД НА ОСНОВЕ МАТЕМАТИЧЕСКОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ ОБЪЕМНОГО НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ

Специальность 05.07.05 - Тепловые, электроракетные двигатели и

энергоустановки летательных аппаратов

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Рыбинск - 2003 г.

Работа выполнена в Рыбинской государственной авиационной технологической академии имени П. А. Соловьева

Научный консультант - доктор физико-математических наук, профессор ' Вернигор Виктор Николаевич

Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор

Чепкин Виктор Михайлович, доктор технических наук, профессор Леонтьев Михаил Константинович, Заслуженный деятель науки и техники РФ, доктор технических наук, профессор Пиралишвили Шота Александрович

Ведущая организация — ФГУП «Завод им. В .Я. Климова» - дочернее предприятие ФГУП «Российская

самолетостроительная корпорация «МИГ», Санкт-Петербург.

Защита состоится «22» октября 2003 г. в 12 часов на заседании диссертационного совета Д 212.210.01 в Рыбинской государственной авиационной технологической академии имени П.А. Соловьева по адресу: 152934, Ярославская область, г. Рыбинск, ул. Пушкина, 53.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Рыбинской государственной авиационной технологической академии (РГАТА)

Автореферат разослан июля 2003 года

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Тенденции развития современного газотурбинного двигателестроения, определяемые требованиями экономичности, характеризуются ростом удельных параметров двигателя, уменьшением массы конструкции, увеличением нагрузок, действующих на узлы и основные детали. К основным показателям качества ГТД, характеризующим степень его совершенства, относятся надежность и ресурс. Рабочая лопатка - одна из наиболее напряженных и ответственных деталей двигателя, разрушение которой приводит к выходу из строя двигательной установки в целом. Повышение надежности тесно связано с проблемой снижения вибронапряженности лопаток отстройкой их от резонанса на максимальном рабочем режиме работы двигателя. Расчет частот и форм колебаний таких сложных деталей, как рабочая лопатка, особенно в их взаимодействии с другими узлами двигателя, представляет значительные трудности. Широко используемые одномерные модели лопаток в настоящее время уже не могут удовлетворить требованиям большой точности расчетов. Один из путей решения проблемы связан с рассмотрением более точных математических моделей объемного напряженно-деформированного состояния (НДС) лопаток численными методами расчета, реализованными в методе конечных элементов.

Массовые характеристики ГТД существенно зависят от массы дисков ротора. Общепринятые методы прогнозирования несущей способности дисков, основанные на напряжениях, полученных на упрощенных расчетных моделях, не всегда и не в полной мере позволяют оценить их работоспособность с учетом конструктивных особенностей. Отличие расчетных значений разрушающей частоты вращения от экспериментальных достигает 20%. В то же время тенденция к снижению массы ГТД приводит к необходимости совершенствования методов расчета, выбора минимальных запасов прочности на основе анализа двух- и трехмерных математических моделей НДС дисков методом конечных элементов.

В настоящее время повреждаемость основных деталей ГТД определяется по отработанному ресурсу в часах или циклах. При таком подходе значительная часть ресурса остается неиспользованной. При переходе на эксплуатацию по техническому состоянию возникают новые требования к методам неразру-шающего контроля (НК). Прежде всего, это определение остаточного ресурса для высоконагруженных, ответственных и дорогостоящих деталей. Для деталей ГТД вопросы оценки состояния материала по результатам НК на стадии, предшествующей появлению несплошности и начальной стадии ее развития, являются малоизученными.

Эти проблемы определили актуальность данной работы, направленной на совершенствование ГТД с помощью современных компьютерных технологий проектирования, использующих математическое моделирование объемного НДС основных деталей на рабочих режимах.

Цель работы — разработка новых, более совершенных принципов проектирования, развитие критериев прочности, создание методов неразрушающей вибродиагностики технического состояния деталей ГТД на основе теоретического и экспериментального исследования закономерностей их объемного НДС методом конечных элементов для решения проблемы повышения надежности и ресурса ГТД.

Задачи исследования.

1. Разработать неразрушающий способ вибродиагностики возникновения и развития дефектов упругих тел, использующий модальный параметр «эквивалентная масса» тела в качестве диагностического признака.

2. Разработать новое научное понятие «обобщенная эквивалентная масса» упругого тела с различными параметрами наблюдения и возбуждения, а также нерезонансный способ экспериментального определения этой величины в любых условиях ее использования при НК. .. .

3. Получить критерии повреждаемости деталей ГТД усталостными трещинами и перегревом от воздействия высоких температур на основе предложенного метода вибродиагностики.

4. Создать экспериментальное оборудование, методику и программное обеспечение для исследования повреждаемости деталей ГТД с помощью разработанного метода вибродиагностики.

5. Разработать методологию обеспечения вибрационной прочности лопаток ГТД на основе математического моделирования их объемного НДС методом конечных элементов.

6. Сформулировать принцип конструирования лопатки компрессора повышенной эксплуатационной надежности за счет снижения растягивающих напряжений на входной кромке.

7. Предложить деформационный критерий статической прочности дисков ротора ГТД на основе математического моделирования их объемного НДС методом конечных элементов.

Методы исследования. При получении результатов диссертации использованы положения САО/САЕ-технологии, реализуемые средствами профессионального лицензионного программного обеспечения, теория колебаний механических систем, теория упругости, методы математического анализа и математической статистики, методы математического моделирования и численного решения задач модального анализа упругих систем с использованием прикладных программ, основанных на методе конечных элементов, тензометрия, голография, методы спектрально-корреляционного анализа.

Достоверность полученных результатов обеспечивается обоснованностью исходных предположений, адекватностью теоретических предположений экспериментальным данным, близостью результатов расчета и данных эксперимента, полученных при разгонных и усталостных испытаниях деталей ГТД, а также применением сертифицированного в соответствии со стандартами 1509000 программного обеспечения.

Объекты исследования — рабочие лопатки и центробежные колеса ГТД, диски ротора ГТД, валы, а также любые твердые, упругие тела.

Научная новизна работы заключается в следующих положениях, основанных на математическом моделировании объемного НДС деталей ГТД мето-

дом конечных элементов:

1) разработан и научно обоснован метод вибродиагностики возникновения и развития дефектов упругих тел, в котором впервые использованы обобщенные эквивалентные массы тела в качестве диагностического признака;

2) введено повое научное понятие «обобщенная эквивалентная масса» упругого тела с различными параметрами наблюдения ивозбуждения;

3) "предложена упрощенная математическая модель консольно закрепленного стержня с трещиной, имитируемой упругим элементом в-виде плоской пружины, расположенным в месте возникновения трещины;

4) приведена Швая целеваагфункция для вычисления «обобщенных эквивалентных масс» деталей ГТД при их экспериментальном определении с помощью нерезонансного способа, позволяющая определить данные величины в случае, когда статическая податливость исследуемого объекта неизвестна;

5) предложены новые критерии повреждаемости деталей ГТД, основанные1 на изменении значений обобщенных эквивалентных масс в случае возникновения дефектов;

6) разработана компьютерная технология определения обобщенных эквивалентных масс детали, основанная на математическом моделировании процесса возникновения и развития дефекта путем изменения значения модуля упругости материала в зоне дефекта;

7) предложен принцип проектирования лопатки компрессора повышенной эксплуатационной надежности, заключающийся в разгрузке входной кромки от растягивающих напряжений;

8) разработана методика нормирования допустимых повреждений входной кромки лопатки компрессора, в основе которой лежит численное определение МКЭ теоретического коэффициента концентрации напряжений в месте забоины;

9) предложен уточненный деформационный критерий несущей способности дисков ротора ГТД из никелевых Сплавов.

Практическая ценность работы заключается в повышении надежности и

ресурса ГТД за счет принятия обоснованных конструктивных решений на этапе проектирования и вибродиагностики повреждений деталей в процессе эксплуатации.

Реализация работы. Разработан эффективный неразрушающий метод вибродиагностики упругих твердых тел, в частности, лопаток и дисков ГТД, основанный на использовании в качестве диагностического признака модального параметра «обобщенная эквивалентная масса». Метод значительно надежнее распознает возникающие дефекты детали по. сравнению с методами вибродиагностики, использующими в качестве диагностического признака другие модальные параметры. Кроме того, метод позволяет определять место возникновения дефекта, а также обнаруживать дефекты, расположенные на внутренней поверхности полых деталей. Техническая апробация метода проведена в ОАО «НПО «Сатурн», г. Рыбинск.

Разработаны и внедрены в ОАО «НПО «Сатурн» утвержденные ЦИАМ следующие методики: а) методика обеспечения вибрационной прочности рабочих лопаток короткоресурсных ГТД с высокими частотами вращения без непосредственного их тензометрирования в составе двигателя; б) методика расчета разрушающей частоты вращения дисков ротора ГТД на основе, критерия «предельной суммарной деформации».

Спроектирована рабочая лопатка первой ступени компрессора повышенной эксплуатационной надежности за счет уменьшения растягивающих напряжений в области входной кромки.

Апробация результатов работы. Отдельные результаты работы докладывались на тринадцатой Всесоюзной конференции по аэроупругости турбома-шин (Севастополь, 1991 г.); на объединенной международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития двигателе-строения в Поволжском районе» и «Проблемы конструкционной прочности двигателей» (Самара, 1999 г., 2001 г.); на международной конференции «Оценка и обоснование продления ресурса элементов конструкций» (Киев, 2000 г.); на V, VI, VII международном конгрессе двигателестроителей (Рыбачье-Крым -

Украина, 2000 г., 2001 г., 2002 г.); на международной научно-практической конференции «Вторые Окуневские чтения» (Санкт-Петербург, 2000 г.); на международной ¿гаучйой конференции «Двигатели XXI века» (Москва, 2000 г.); на международном Франко-Российском семинаре «Life Management Seminar» (Москва, 2000 г.); на XLVIII научно-технической сессии по проблемам газовых турбин (Рыбинск, 2001 г.); на международной научно-технической конференции «Проблемы динамики и прочности в газотурбостроении» (Киев, 2001 г.); на I и II Российской конференции «Методы и программное обеспечение расчетов на прочность» (Туапсе, 2001 г., Геленджик, 2002 г.); на Всероссийской научно-технической конференции «Аэрокосмическая техника и высокие технологии» (Пермь,'2002 г.); на I, II и III конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 2001 г., 2002 г., 2003 г.); на XVI Российской- научно-технической конференции «Неразрушающий контроль и диагностика» (Санкт-Петербург, 2002 г.); на международной научно-технической конференции «Современные проблемы аэрокосмической науки и техники» (Жуковский, 2002 г.). Полностью работа докладывалась на научных семинарах кафедры теоретической механики и сопротивления материалов РГАТА, на научно-техническом семинаре ОАО «НПО «Сатурн», на научно-техническом совете отделения прочности ЦИАМ.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 66 печатных и рукописных работ, в том числе 2 монографии, 42 статьи, 14 тезисов докладов, 2 научно-исследовательских отчета, предложенные конструктивные решения и способы защищены четырьмя авторскими свидетельствами СССР, патентом России и свидетельством на полезную модель, выпущено два руководящих документа.

Личное участие автора. Автору принадлежит выбор направления, методов и метЬдик исследования, а также обобщение полученных результатов. Вклад автора в работы,-'выполненные в соавторстве, состоял в непосредственном участии во всех стадиях работы, начиная от постановки задачи, выполнения теоретических и экспериментальных исследований и внедрения получен-

ных результатов.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 6 разделов, заключения с общими выводами по работе, библиографического списка из 208 наименований. Общий объем - 314 страниц, 129 рисунков, 19 таблиц, 5 приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении дана общая характеристика работы, обоснована актуальность проблемы, изложена цель работы и ее научная новизна, основные положения диссертации, выносимые на защиту, методы исследования, практическая ценность работы, ее апробация.

Отмечено, что в настоящее время перспективы прогресса в газотурбинном двигателестроении во многом связаны с применением современных компьютерных технологий проектирования, с разработкой более совершенных математических моделей объемного НДС деталей ГТД. Переход от одномерных расчетных моделей к объемному НДС позволяет создать новые принципы проектирования деталей, методы неразрушающего контроля их повреждаемости, развить критерии прочности. Настоящая работа посвящена решению этих проблем на основе исследования объемного НДС деталей ГТД методом конечных элементов ANS YS.

В первом разделе рассмотрено современное состояние проблемы использования стержневых и оболочковых моделей применительно к задачам анализа НДС и собственных частот колебаний лопаток турбомашин. Обоснована необходимость создания трехмерной виртуальной модели исследуемого объекта, позволяющей применить единый подход при расчете вибрационных характеристик рабочих колес любой сложности. Предложена и обоснована универсальная методика определения вибрационных характеристик рабочих колес MK3ANSYS.

Для обоснования методики был выполнен комплекс расчетно-

экспериментальных работ, включающий расчеты собственных частот и форм колебаний лопатки компрессора, охлаждаемой лопатки турбины'с учетом реального теплового состояния на различных режимах работы двигателя, центробежного колеса, рабочего колеса вентилятора типа «блиск», системы лопаточного венца со связью по бандажным полкам. Проведенные расчеты с выбранным типом конечного элемента 80ЬЮ45, с построением математической модели в системе 1Ю, с обоснованной плотностью конечно-элементной сетки V,.

^0,1% (Узп.а - осредненный объем конечного элемента, Ул,

объем лопатки) хорошо согласуются с результатами экспериментальных исследований по определению форм колебаний методом Хладни при возбуждении на электродинамическом стенде, методом голографической интерферометрии, а также данными прямого тензометрирования лопаток на работающем двигателе. Результаты расчетно-экспериментальных исследований представлены на рис. 1-3.

/

>

а) б)

Рис. 1. Конечно-элементная модель лопатки (3376 элементов, Р=0,03%). Первая форма колебаний: а) без учета податливости ножки (/у=1003 Гц); б) с учетом податливости ножки (//=937 Гц)

2СОЗ «Ю0 Ui.li ВООО 10СС0 1ДХИ МССО частота вращения, об.'ичи

Рис. 2. Частотно-резонансная диаграмма лопатки компрессора^-МКЭ без учета податливости ножки (/,=1003 Гц); -Лг МКЭ с учетом податливости ножки (/,=937 Гц); • эксперимент; О стержневая теория

Эксперимент

Рис. 3. Формы и частоты собственных колебаний вентиляторной ступени

Характерными тенденциями развития компрессоров современных ГТД являются повышение динамической напряженности лопаток и применение конструкций дисков типа «блиск», что обязательно подразумевает внедрение новых принципов проектирования лопаток компрессоров с учетом возможных эксплуатационных повреждений. Наибольшим повреждениям подвергается входная кромка лопатки. В диссертационной работе предлагается и реализуется принцип проектирования лопаток с допустимыми повреждениями на входной кромке, заключающийся в анализе распределения вибрационных напряжений по профилю пера лопатки при ее колебаниях по основной форме и выборе геометрии профиля, при которой на входной кромке напряжения меньше, чем на спинке <У,вх кр«У,сп ■ Предложенная конструкция лопатки представлена на рис. 4.

Рис. 4. Относительное распределение вибрационных напряжений по длине лопатки: а) исходный профиль; б) измененный профиль

Подобный инженерный анализ еще на этапе проектирования способствует увеличению эксплуатационного ресурса лопатки. Расчет объемного НДС МКЭ при колебаниях лопаток компрессора позволил предложить расчетно-экспериментальную технологию нормирования допустимых повреждений входной кромки, определив расчетом теоретический коэффициент концентрации напряжений в месте забоины. По известной чувствительности материала к концентрации напряжений (справочные данные) и теоретическому коэффициенту концентрации вычисляется эффективный коэффициент концентрации напряжений. Сравнивая его значение с допустимой величиной из условия нормированного местного запаса динамической прочности, устанавливается допустимая величина механического повреждения входной кромки лопатки по всей ее высоте. Выполненные исследования вибрационных характеристик деталей ГТД на основе математического моделирования их объемного НДС показали насущную необходимость применения предложенного подхода при проектировании деталей ГТД.

Во втором разделе предложен критерий несущей способности дисков ротора ГТД на основе анализа их объемного НДС средствами А^УБ. За момент статического разрушения принята частота вращения, при которой значение суммарной эквивалентной деформации в наиболее напряженной точке диска достигает некоторого предельного значения, равного относительному

удлинению 6 в момент разрыва гладкого стандартного образца-свидетеля, вырезанного из данного диска. Предлагаемый деформационный критерий статической прочности имеет следующее выражение:

ЕеЯ=$, (1)

где £е°д = £ед + £ед ~ сумма упругих и пластических деформаций, которые определяются согласно выражению фон Мизеса:

Для сравнения расчетных значений разрушающей частоты вращения с экспериментальными данными были выполнены исследования в упругопластиче-ской области объемного НДС на трех дисках. В качестве примера на рис.5 приведена конечно-элементная модель диска второй ступени ТВД. Результаты расчета приведены на рис. 6 и.в табл. 1.

43000 44000 45000 4ВООО 47000 4«000 49000 50000 51000 52000 53000 54000 Частота аращаиия, об/мин

Рис. 5. Конечно-элементная модель диска второй ступени ТВД

Рис. 6. Зависимость эквивалентных суммарных деформаций от частоты вращения диска второй ступени ТВД

Таблица 1

Значения расчетных и экспериментальных разрушающих частот вращения

дисков

Диск Материал Расчет по теории предельного равновесия, об/мин Расчет МКЭ по суммарной деформации, об/мин По данным эксперимента, об/мин

Диск ТВД изд. 36 ЭП742ИД 62360 (+5,4%) 60800 (+3,0%) 59000

Диск ТВД 2-й ступени двиг. ■ ТВД-1500 ЭК79ИД 55800 (+4,8%) 54200 (+2,0%) 53125

Диск 3-й ступени турбины двиг. ТВД-15 00 ЭК79ИД 38100 (+12,3%) 33900 (+1,5%) 33400

Отличие расчетных значений от экспериментальных, полученных при разгонных испытаниях дисков, составило :

а) при расчете по теории предельного равновесия до 12,3%;

б) при расчете по предельной суммарной деформации до 3,0%. Предложенный деформационный критерий (1) дает меньшее отличйе расчетных значений разрушающих частот вращения дисков от результатов эксперимента по сравнению с теорией предельного равновесия.

Такое , удовлетворительное совпадение расчетных и экспериментальных значений делает целесообразным использование предложенного деформационного критерия при оценке местной статической прочности и несущей способности дисков турбин ГТД из никелевых сплавов на основе математического моделирования их объемного НДС.

В третьем разделе разрабатывается эффективный неразрушающий метод вибродиагностики технического состояния деталей ГТД, отличающийся от известных тем, что в качестве диагностического признака в нем используется локальный модальный параметр «обобщенная эквивалентная масса» упругого те-

ла. В данном разделе приведены аналитические выражения для эквивалентных масс при различных параметрах возбуждения и наблюдения. Распространен нерезонансный метод определения эквивалентных масс, на случай, когда статическая податливость упругого тела неизвестна, выполнена его экспериментальная проверка.

Согласно принципу суперпозиции, задача об определении вектора смещения произвольной точки А(хл,ул,гл) упругого тела в направлении единичного вектора ¡А под действием системы сил сводится к определению перемещения этой точки под действием сосредоточенной силы Р =Т({)<'гу, приложенной в другой произвольной точке В(хв,ув,гв) в направлении произвольного единичного вектора ¡в. При нулевых начальных условиях это смещение можно представить в виде:

УМ и л

-^(Ф 2 (2)

м Мкак -^4- ща>к о 2

Р \tidV

Мк = (Цхл.Ул.глУЬНёЛ* Йа}'

где <ок - собственные частоты колебаний тела; 4к (х, у, г) - собственные формы колебаний; т]к — коэффициент демпфирования, определенный на частоте а>к; Мк = Мк (а, 1а , В, ¡в ) - эквивалентные массы тела, соответствующие точке возбуждения В, направлению возбуждения ¡в, точке наблюдения А и направлению наблюдения 1А; V - объем тела; р — плотность материала.

Смещение (2) представляет собой сумму бесконечного числа слагаемых, соответствующих различным собственным формам колебаний упругого тела.

P(t)

Рис. 7. Схема элементарного

При этом отдельное слагаемое (t) можно рассматривать как смещение груза массой Mv элементарного осциллятора под действием заданной силы P(t) (рис. 7).Частота колебаний этого осциллятора равна в>„, а жесткость

осциллятора С„=Мусо*.

В более простых случаях, когда при колебании тела каждая из его точек движется прямолинейно перпендикулярно поверхности, величины Мк можно представить в виде

р- \xl-dxdydz

<4)

где Хк (А), Хк(В) - значения собственной формы колебаний Хк в точке наблюдения А и точке возбуждения В.

Из выражения (2) следует, что при нулевых начальных условиях перемещение как функция времени, полностью определяется следующими характеристиками упругого тела (модальными параметрами): собственными частотами колебаний сок, эквивалентными массами Мк и коэффициентами демпфирования т]к.

Из выражений (3) и (4) видно, что если точка наблюдения А расположена на узловой линии или в узловой точке к - й формы колебаний упругой конструкции, т. е. если Хк(А) = 0, то Мк = оо. При появлении дефекта в упругой конструкции (например, трещины) узловые линии изменяют свое положение на рассматриваемой детали. При этом величина Хк(А) становится отличной от нуля, а эквивалентная масса Мк — отличной от бесконечности, т. е. эквивалентная масса изменяет свое значение в бесконечное число раз. При этом вблизи места возникновения дефекта резко изменяются собственные формы колеба-

ний конструкции, поэтому значительно изменяются эквивалентные массы конструкции, соответствующие точкам, расположенным вблизи этого места.

С учетом вышеизложенного, нами предлагается новый способ вибродиагностики упругих тел, который заключается в возбуждении колебаний эталонной и исследуемой конструкции и определении нескольких первых эквивалентных масс этих деталей, соответствующих выбранной точке наблюдения. О возникновении дефекта судят по разности значений эквивалентных масс, полученных для эталонной и исследуемой конструкции. Для обнаружения дефекта достаточно выбрать точку наблюдения вблизи узловой линии или узловой точки формы собственных колебаний конструкции.

В данной работе используется нерезонансный метод экспериментального определения эквивалентных масс М¡, М2,...,МЯ упругой конструкции, соответствующих первым п собственным частотам колебаний, данной точке возбуждения и точке наблюдения. Для использования этого метода достаточно измерить первые п собственных частот сок, коэффициенты демпфирования т}к и статическую податливость Яд, соответствующую указанным точкам, а также действительные части динамической податливости на частотах возбуждения /2( (к = 1,2,...,п, г = 1,2,...,Ы), значительно удаленных от резонансных частот. Тогда искомые эквивалентные массы определяются из условия минимума целевой функции

+ Е Г 1-^)1 . (5)

Если частоты возбуждения ¿2, (г = 1,2,..., И)расположены вне окрестности резонансных частот, то при определении динамической податливости упругого тела внутренним трением в материале можно пренебречь, и при использовании данного метода в упрощенном варианте коэффициенты демпфирования т/к можно не определять, а в выражении (5) положить т]к =0 (к = 1,2.....п).

Рассмотрим еще один важный случай определения эквивалентных масс упругого тела. Часто возникают ситуации, когда нет возможности определить статическую податливость Яд упругого тела. Поэтому в случае, когда статическую податливость упругого тела определить нельзя, эквивалентные массы тела предлагается определять из условия минимума целевой функции

<р{м„м2,...мп)=% ¿—--• (б)

Целевая функция (6) записана для случая, когда частоты возбуждения

£11, П2.....расположены вне окрестности собственных частот колебаний

<о„со2.....соп.

Выражение (3) для эквивалентных масс упругого тела получено для случая, когда определяется перемещение некоторой точки тела под действием сосредоточенной силы. В этом случае параметром возбуждения является сила, а параметром наблюдения - перемещение. В такой постановке задачи величина Мк имеет размерность массы. При других параметрах возбуждения и наблюдения также имеет место выражение, аналогичное (2), и можно использовать метод экспериментального определения эквивалентных масс упругого тела, основанный на определении минимума функции (5).. Однако в общем случае формула (3) непригодна для вычисления эквивалентных масс тела, а сами эти величины не имеют размерности массы. Поэтому величины Мк будем называть «обобщенными эквивалентными массами».

Для иллюстрации эффективности предложенного метода вибродиагностики был проведен ряд численных и натурных экспериментов. Для получения качественной оценки вначале рассмотрены колебания жестко закрепленного стержня с грузом на свободном конце при возникновении и развитии трещины в месте заделки.

р»

Рис. 8. Модель упругого стержня с трещиной

Трещина моделировалась цилиндрическим шарниром с плоской пружиной жесткостью с0 (см. рис.8). Случай с0 = оо соответствует отсутствию трещины в области заделки, случай с0Ф оо соответствует наличию тре-

V-

щины в этой области. Эффективность предложенного метода оценивалась

сравнением скорости изменения значений М1 и собственной частоты колебаний (см. рис. 9). ,

х = х/1

ч,.% 60 50 40 30 20 10 О1

£

1

-КЗ

У»

Во втором эксперименте исследован процесс изменения частот собственных изгибных колебаний и эквивалентных масс алюминиевого стержня длиной 0,14 м с Рис. 9. Зависимость изменения эквива- прямоугольным сечением

лентной массы М, от изменения первой „„„,,

' 0,0025x0,01 м при возникновении

собственной частоты (эксперимент 1)

в нем трещины в месте заделки. В численном эксперименте собственные частоты колебаний и эквивалентные массы определялись методом конечных элементов пакета АКБУБ. Результаты исследований приведены на рис. 10, где

М]д—М1 „ со,„-со, а - х

1Г

М

ю

■100%-, /?, = 10 -100%; г = ~,

со10 - : ! /1 /

о)1,М1 — первая собственная частота и эквивалентная масса стержня с трещиной на данном этапе развития; ш)'а,- М,0 - Собственная частота и эквивалентная масса стержня без трещины; а - глубина трещины; А - толщина поперечного сечения; / — длина стержня; х — расстояние от точки наблюдения до места де-

Из рис. 10 видно, что с развитием дефекта эквивалентные массы Мжв, соответствующие точкам, расположенным вблизи узловой точки, изменяются значительно быстрее, чем собственные частоты колебаний стержня.

Приведем результаты экспериментальных исследований лопат-

Рис. 10. Зависимость изменения экви- т,„ „„,,, „„

ки компрессора газотурбинного

валентной массы от изменения

двигателя, в которых рассмотрен

собственной частоты колебаний

процесс развития усталостной тре-

стержня (• натурный эксперимент)

щины лопатки на основе исследования изменения первой эквивалентной массы лопатки, соответствующей различным точкам наблюдения. Эксперименты по выращиванию трещины и измерению эквивалентных масс проводились на вибростенде. В качестве параметра наблюдения выбрано напряжение и в различных точках, расположенных на средней линии спинки. Параметром возбуждения являлось виброускорение а замка лопатки, закрепленной на вибростенде.

Сначала были экспериментально определены эквивалентные массы лопатки без трещины. Чтобы оценить возникающую при этом погрешность, эти же величины были рассчитаны методом последовательных приближений при помощи пакета прикладных программ АЫЗУБ. Результаты экспериментов и расчётов представлены на рис. 11, где принято х=*хА/Ь, Ь - длина пера лопатки, Ха — расстояние точки наблюдения от замка.

фекта. ,

0.1 0.2 0.Э 0.4 05 06 0.7 08 О» 1 го Кооряингга по длим» п«р* лоп«ткиг

Рис. 11. Зависимость эквивалентной массы А/, от координаты по длине пера лопатки (спинка, средняя линия)

Дальнейшие эксперименты были направлены на сравнение скоростей изменения первой собственной частоты колебаний лопатки и её первой обобщённой эквивалентной массы. >- .

При выращивании трещины лопатка возбуждалась на резонансном режиме. На различных стадиях развития трещины экспериментально определялись собственная частота колебаний лопатки со, и эквивалентные массы соответствующие различным точкам наблюдения.

Степень развития трещины можно характеризовать отношением

Я,

" ' Г =

¿о

где Бд — общая площадь поперечного сечения лопатки; Б, - площадь сечения, занятого трещиной.

В процессе проведения эксперимента измерялась длина трещины на данной стадии её развития, а величина по заданной длине определялась после окончательного разрушения лопатки. Усталостный излом лопатки показан нй рис. 12. ■

17 мм .——, \ ^12 мм ' „ \ \ Г <"* 7 мм \ \ \

Рис. 12. Усталостный излом лопатки компрессора

Результаты экспериментов по исследованию развития трещины представлены на рис. 13 в виде зависимости относительного изменения первой эквивалентной массы от относительного изменения первой собственной частоты колебаний лопатки.

Из рис. 13 видно, что с развитием трещины эквивалентные массы лопатки, соответствующие точкам, расположенным у свободного конца лопатки, изменяются значительно быстрее, чем собственная частота колебаний со,. Так, на стадии развития трещины /=0,11 эквивалентная масса, соответствующая точке наблюдения Х=0,9, изменилась на 42%, в то время как собственная частота колебаний изменилась только на 4,4%.

В четвертом разделе разработана технология расчета средствами комплекса АКБУБ величин эквивалентных масс упругого тела и выполнено математическое моделирование процесса возникновения и развития дефектов в нагруженных деталях ГТД, разработаны критерии повреждаемости деталей, основанные на использовании различных параметров наблюдения. Показано, что эффективность предлагаемого метода повышается, если в качестве диагностического признака выбирается эквивалентная масса упругого тела, которая обращается в бесконечность вблизи возникающего дефекта.

При численном определении эквивалентных масс М¡, М2,...,Мп подат-

Т]„%

у-0,02

Т т 0,07

г— 0,11

—"1 1 ;....... 1 1 1 >

!

1

•• 1

1 1

И ; ----- гг-.

^ ; 1 ■ Н--1 ! ! ]

хЛ. - 0,2

хЛ. =■ 0,05

О 0.3 1 1.5 2 2.5 Э 3.8 4 ^ %

Рис. 13. Зависимость относительного изменения эквивалентной массы от относительного изменения собственной частоты колебаний лопатки на разной стадии развития усталостной трещины

ливости Л, в выражении (6) не измеряются, а вычисляются с помощью разработанной компьютерной программы.

В проведенных исследованиях процесс развития повреждаемости материала в деталях ГТД моделировался изменением модуля упругости в месте предполагаемого дефекта от значения Е0 до значения 0,7 Е0. Дальнейшие расчеты детали, в которой смоделирован процесс зарождения дефекта, позволяют определить предельные величины значений эквивалентных масс, которые соответствуют состоянию материала, при котором возникновение дефекта является неизбежным. Максимальная эффективность использования «обобщенных эквивалентных масс» м1'р{а,1л,В,1в) детали в качестве диагностического признака зависит от нужного сочетания следующих параметров: номера формы колебаний К, параметра наблюдения У, параметра возбуждения, места расположения точки наблюдения А, точки возбуждения В, направлений наблюдения и возбуждения 1Л, 1В. Выбор этих параметров производится индивидуально для каждой детали. Процедура выбора каждого из семи параметров продемонстрирована на примере диагностики плоского образца толщиной 2,5 мм (рис. 14). Часть образца с черным цветом имеет модуль упругости 0,7 Е0, с серым цветом - 0,85 Е0.

модель 3 модель 4 модель 5 модель 6

Рис. 14. Конечно-элементная модель образца с дефектом

Результаты вычислений г]У, г}"", т}™, т]*" приведены на рис. 15-18.

'модель 4

- модель» - "»ордината 15*

Рис. 15. Изменение первой эквивалентной массы образца (параметр возбуждения — виброперемещение, параметр наблюдения - виброперемещение)

"0.06 (11 Х,М ___мвдагь4

— —ордината 15% Рис. 16. Изменение второй эквивалентной массы образца (параметр возбуждения - виброперемещение, параметр наблюдения — виброперемещение)

чГ. *

2.50Е+01

гсоЕ«01

1.506+01 1.006*01 8.00Е+00

о.оое+оо

V-

1

...ш

чГ, %

1.006«» 8.00Е+02

в.й0е*02

4.00Е*02 2.006*02 О.ООЕХ» -2.00Е+02

0.02 0.04

—модель 3 —медаль 6

О.Ов 0.1

—•—модель 4 модель в

Рис. 17. Изменение первой эквивалентной массы образца (параметр возбуждения - виброускорение, параметр наблюдения — напряжение)

О 002 0.04 0 00 0.0» 01 X, М

—»—модель 3 —«—модель* —*— модель 5 ■ модель в

Рис. 18. Изменение второй эквивалентной массы образца (параметр возбуждения - виброускорение, параметр наблюдения — напряжение)

Анализ рисунков 15 — 18 позволяет выбрать тип эквивалентной массы и места расположения точек наблюдения, использование которых наиболее эффективно при вибродиагностике развивающегося дефекта предложенным методом.

В пятом разделе приведены результаты исследований по диагностике степени перегрева материала лопатки и диска турбины на основе предложенного метода вибродиагностики. В качестве объекта исследований использовалась рабочая лопатка первой ступени турбины изделия Д30-КУ (рис. 19).

корытце

входная фоика

Ш^гч

а) б) ; ; ;

Рис. 19. Общий вид лопатки первой ступени ТВД ГТД семейства ДЗОКУ: а)

распределение температур на взлетном режиме; б) расположение зоны с измененной микроструктурой (зоны перегрева)

Для вычисления эквивалентных масс построена конечно-элементная модель лопатки и выполнены необходимые вычисления. Степень перегрева материала при расчетах моделировалась различным снижением модуля упругости Рис. 20. Зависимость относительного из- в 30не перегрева. Результаты иссле-менения эквивалентной массы от относи- дований приведены на рис. 20, тельного изменения собственной частоты пунктирные линии указывают сте-колебаний лопатки при увеличении тем- пень перегрева, соответствующую пературы перегрева входной кромки данному значению р.

Анализ результатов показывает перспективность использования величины Мк в качестве диагностического признака локального перегрева лопатки турбины при дефектации двигателей, возвращенных из эксплуатации после длительной наработки.

В шестом разделе приведен ряд результатов численных экспериментов, подтверждающих эффективность предложенного метода вибродиагностики усталостного повреждения рабочей лопатки компрессора, вала ротора ГТД, трещины на внутренней поверхности полой лопатки турбины, повреждения за-

боиной входной кромки лопатки входного направляющего аппарата (ВНА). Некоторые результаты исследования представлены на рис. 21, 22.

Усталостная трещина

Рис. 21. Рабочая лопатка турбины ГТД: а) конечно-элементная модель лопатки; б) узловые линии; в) усталостная трещина

Анализ результатов числен" ного эксперимента с охлаждаемой рабочей лопаткой турбины показывает, что и в случае возникновения усталостного повреждения на внутренней поверхности лопатки

эквивалентные массы изменяются Рис. 22. Зависимость относительного из-

с развитием дефекта значительно

менения эквивалентной массы от отно-

сительного'изменения собственной час- быстрее, чем собственная частота тоты колебаний лопатки турбины ГТД в колебаний. Эквивалентные массы, свободном состоянии (/о = 7058,9 Гц) по соответствующие точкам располо-входной кромке женным вблизи дефекта, изменя-

ются значительно быстрее, чем эквивалентные массы, соответствующие другим точкам лопатки, не лежащим в области узловых линий форм собственных колебаний. Полученные результаты подтверждают высокую эффективность использования эквивалентных масс конструкции в качестве диагностического признака усталостного повреждения лопаток ГТД.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

В результате комплекса теоретических и расчетно-экспериментальных исследований, основанных на анализе объемного НДС деталей ГТД][, получены научно-обоснованные технические решения, использование которых вносит значительный вклад в процесс проектирования, доводки и эксплуатации газотурбинной техники.

1. Разработан и научно обоснован новый неразрушающий метод вибродиагностики технического состояния деталей ГТД, использующий локальный модальный параметр «обобщенная эквивалентная масса» в качестве диагностического признака, базирующийся на математическом моделировании объемного НДС деталей и обеспечивающий высокую эффективность выявления дефектов по сравнению с известными методами вибродиагностики.

Проведенными расчетно-экспериментальными исследованиями установлено, что данный метод вибродиагностики позволяет фиксировать не только возникновение и развитие дефекта, но и установить место его зарождения, оценивать повреждаемость детали на стадии, предшествующей появлению макротрещины, что особенно актуально при эксплуатации газотурбинной техники по «техническому состоянию».

2. Введено новое научное понятие «обобщенная эквивалентная масса» упругого тела с различными параметрами наблюдения и возбуждения, позволившее разработать новый диагностический признак метода вибродиагностики для выявления дефектов различной природы (усталость, повторно-статическое нагружение, перегрев, фреттинг и т.д.).

3. Предложена упрощенная математическая модель консольно закрепленного стержня с трещиной вблизи заделки, позволившая аналитически подтвердить эффективность разработанного способа вдбродиагностики.

4. Предложена новая целевая функция нереюнансного метода экспериментального определения «обобщенных эквивалентных масс» деталей ГТД, позволившая на основе результатов измерений широко применяемой серийной виброизмерительной аппаратурой выполнить вычисления «обобщенных экви-

валентных масс» при возникновении и развитии усталостной трещины в исследуемой детали.

5. Создана экспериментальная установка, методика и математическое обеспечение по определению обобщенной эквивалентной массы в автоматическом режиме при проведении физического эксперимента по выращиванию усталостной трещины и ее вибродиагностике на лопатке ГТД.

6. Предложена технология оценки эффективности использования эквивалентных масс в качестве диагностического признака при вибродиагностике рассматриваемой детали. Технология учитывает возможности аппаратуры возбуждения и виброизмерения и полностью исключает трудоемкие и дорогостоящие натурные эксперименты по оценке рассматриваемой эффективности.

7. Разработана методика назначения критериев повреждаемости деталей ГТД, основанная на численном определении «обобщенных эквивалентных масс» детали, соответствующих различным формам колебаний, точкам наблюдения, параметрам наблюдения, параметрам возбуждения. Для определения этих величин созданы компьютерные программы.

8. Предложен и исследован «деформационный» критерий несущей способности дисков ротора ГТД, определяющий разрушающую частоту вращения с точностью более 95%, что позволяет проектировать диски минимальной массы и применить данный подход при создании ГТД следующего поколения. Развиты теоретические основы описания статической прочности дисков и выпущен отраслевой руководящий документ «Методика расчетного определения запаса по разрушающей частоте вращения дисков ротора турбины ГТД с использованием метода предельной суммарной деформации».

9. Предложена универсальная методика определения вибрационных характеристик рабочих колес сложной геометрической формы, основанная на анализе объемного НДС виртуальных моделей рассматриваемых деталей. Точные расчеты НДС и частот собственных колебаний позволили создать и внедрить отраслевую методику обеспечения вибрационной прочности рабочих лопаток короткоресурсных ГТД с высокими частотами вращения ротора без не-

посредственного их тензометрирования в составе двигателя.

10. Сформулирован принцип проектирования рабочей лопатки компрессора повышенной эксплуатационной надежности путем разгрузки входной кромки от растягивающих напряжений. Конструкция лопатки компрессора с разгруженной кромкой, внедренная в ОАО «НПО «Сатурн», значительно повысила эксплуатационную надежность, сократив количество досрочных съемов ГТД с эксплуатации вследствие забоин входной кромки от попадания посторонних предметов на вход двигателя.

11. Разработана и обоснована методика нормирования допустимых повреждений входной кромки лопатки компрессора, в основе которой лежит точный расчет МКЭ объемного НДС лопатки. Исследование объемного НДС при модальном анализе позволяет вычислить теоретический коэффициент концентрации напряжений в месте повреждения входной кромки лопатки и установить норму на допустимые повреждения, исключив усталостные испытания большого количества лопаток.

Результаты диссертационного исследования являются основой для разработки нового класса способов вибродиагностики твердых тел, использующих модальный параметр «обобщенная эквивалентная масса» в качестве диагностического признака.

Выполненный комплекс теоретических и экспериментальных исследований, полученные новые научные и практические результаты позволили решить важную народно-хозяйственную задачу повышения надежности ГТД, сокращения сроков их проектирования, что является необходимым условием при переводе двигателя на эксплуатацию по техническому состоянию и созданию двигателя следующего поколения

Основные научные положения и результаты диссертационного исследования опубликованы в следующих основных работах:

1. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Модальный анализ механических колебаний упругих систем. Рыбинск, РГАТА, 2001.- 288 с.

2. Кузменко M.JL, Михайлов А.Л. Повышение надежности ГТД средствами технической диагностики. Москва, ФГУП ЦИАМ, 2002. — 131с.

3. Патент РФ № 2190207 от 27.09.2002. Способ обнаружения дефектов в материале упругой конструкции. В.Н.Вернигор, А.Л.Михайлов.

4. Новиков A.C., Михайлов А.Л., Воеводин В.И., Бухалов И.Г. Опыт создания первой ступени вентилятора ГТД. // Новые технологические процессы и надежность ГТД. Труды ЦИАМ, 1986. - № 4. - С. 87- 90.

5. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л., Койро В.М., Поляков Ю.Б. Теоретическое и экспериментальное исследование возникновения и развития дефектов в упругих механических системах. Отчет о НИР, № госрегистр. 01970009956, Рыбинск, 1999. - 110 с.

6. Хориков A.A., Михайлов А. Л. Руководящий документ. Методика проверки вибрационной прочности рабочих колес короткоресурсных ГТД одноразового применения с высокими частотами вращения. Труды ЦИАМ, 2000. - Инв. № 200-4945.-С. 1-4.

7. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Об эффективности использования эквивалентных масс в качестве диагностического признака метода спектральной вибродиагностики возникновения и развития дефектов упругих конструкций. Труды Междунар. науч. - техн. конф. «Оценка и обоснование продления ресурса элементов конструкций». Киев, - Том 2. - С. 751 — 756.

8. Михайлов А.Л., Осадчий Н.В. Расчет вибрационных характеристик рабочих лопаток компрессоров ГТД. Труды V Междунар. конгресса двигателестроите-лей. Рыбачье - Крым. «Авиационно-космическая техника и технология». Харьков, 2000. - Вып. 19. - С. 256 - 261.

9. Михайлов А.Л., Осадчий Н.В. Применение системы объемного моделирования UNIGRAPHICS при расчете вибрационных характеристик сложных механических систем. Труды Междунар. науч. - технич. конф. «Вторые Окуневские чтения». Санкт-Петербург, 2000. - Часть 2. - С. 239 - 242.

10. Михайлов А.Л., Кудрявцев В.Д., Галкин О.В. Особенности расчетной расчетной оценки динамических характеристик рабочих колес ГТД. — Конверсия

в машиностроении, 2000. - № 5. - С. 143 - 146.

11. Вернигор В.Н., Михайлов A.JL, Осадчий Н. В. В XXI век с новыми технологиями проектирования и обеспечения надежности лопаток ГТД. - Газотурбинные технологии, 2000. - № 2. - С. 28 - 31.

12. Юдин И.Д., Крылов В.Н., Лымарев Г.И., Михайлов А.Л. Высокие технологии - основа экономического роста. - Газотурбинные технологии, 2000. -№ 6. -С. 43-48.

13. V.N. Vemigor, A.L. Mikhailov. ABOUT UTILIZATION OF EQUIVALENT MASSES AS DIAGNOSTIC INDICATION OF A SPECTRAL VIBRATION DIAGNOSTIC METHOD OF FORMATION and PROPAGATION OF DEFECTS IN GAS TURBINE ENGINE ROTOR BLADING. Snecma Moteurs. Life Management Seminar. Moscow - November, 2000. Reference du cederom: 010612 -1513.

14. Кузменко М.Л., Михайлов А.Л., Галкин O.B. Информационные технологии проектирования на ОАО «Рыбинские моторы». - Газотурбинные технологии, 2001.-№2.-С. 22-24.

15. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Особенности вибродиагностики возникновения и развития дефектов в рабочих лопатках турбины ГТД. Труды VI Меж-дунар. конгресса двигателестроителей. Рыбачье-Крым. «Авиационно-космическая техника и технология». Харьков, 2001. -Вып 26. - С. 154- 156.

16. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л., Осадчий Н. В. Метод вибродиагностики деталей, основанный на использовании их эквивалентных масс в качестве диагностического признака. - Контроль. Диагностика, 2001. - № 9. - С. 17 - 22,

17. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Неразрушающий контроль упругой.конструкции на основе использования ее эквивалентных масс в качестве диагностического признака. // Новые технологические процессы и надежность ГТД. Труды ЦИАМ, 2001.-Вып. 4. - С. 124-135.

18.; Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Экспериментальное определение эквивалентных масс упругой конструкции для метода спектральной вибродиагностики. // Новые технологические процессы и надежность ГТД. Труды ЦИАМ, 2001. - Вып. 4. - С. 136 - 145.

19. Вернигор В.Н., Михайлов A.JL, Осадчий Н. В. Влияние степени перегрева лопаток турбины газотурбинного двигателя на их вибрационные характеристики. Труды ЦИАМ, 2001.-Вып. 4. - С. 146-158.

20. Кононенко В.К., Драпкин Б.М., Вернигор В.Н., Леонов Б.Н., Михайлов А.Л. Теоретическое и экспериментальное изучение поведения свойств металлов для определения их предельного состояния, предшествующего разрушению. Отчет о НИР № госрегистр. 01.09.70009960, Рыбинск, РГАТА, 2001. -164 с.

21. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Экспериментальное определение эквивалентных масс упругой системы. - Датчики и системы, 2001. - № 12. - С. 13 - 16."

22. Михайлов А.Л., Осадчий Н.В., Грушко М.Ю. Современные технологии расчета на прочность узлов и деталей газотурбинных установок. Труды 1-ой Российской конф. «Методы и программное обеспечение расчетов на прочность». Туапсе, 2001. М.: ФГУПНИКИЭТ. - С. 105 - 113.

23. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л., Осадчий Н. В. Об эффективности метода спектральной вибродиагностики повреждений лопаток ГТД. Сб. докл. Между-нар. науч. — технич. конф., посвященной памяти Генерального конструктора Н.Д. Кузнецова. Самара, 2001. - ч. 2. - С. 49 - 56.

24. Михайлов А.Л., Кудрявцев В.Д., Галкин О.В. Увеличение долговечности диска 2-ой ступени ТВД двигателей семейства Д-30КУ. .// Новые технологические процессы и надежность ГТД. Труды ЦИАМ, 2001. - С. 62 — 68.

25. Михайлов А.Л., Осадчий Н.В., Соколов А.Н. Оценка плотности стыка контактирующих фланцевых соединений ГТД метолом конечных элементов. Труды Всерос. науч. - техн. конф. «Аэрокосмическая техника и высокие технологии». Пермь, ПГТУ, 2002. - С. 182 - 186.

26. Михайлов А.Л., Кудрявцев В.Д., Галкин О.В. Модальный анализ деталей ГТД на основе программных пакетов UM GRAPHICS и ANSYS. Труды 1-ой конф. пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH. Москва, 2002.-С. 117-125.

27. Михайлов А.Л., Кудрявцев В.Д., Грушко М.Ю. Расчет НДС дисков турбины ГТД с учетом циклического изменения нагрузки и нестационарности прогрева.

Труды 1-ой конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH. Москва, 2002. - С. 373 - 377.

28. Вернигор В.Н., Михайлов A.JI. Технология расчета роторов ГТД в среде ANSYS с учетом гироскопического момента. Труды 2-ой конф. пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH. Москва, 2002. - С. 77 - 81.

29. Иванов Ю.Н, Михайлов А.Л. Измерение резонансной частоты и декремента колебаний свободно висящего образца как метод НК и диагностики. Труды XVI Рос. науч.-техн. конф. «Неразрушающий контроль и диагностика». Санкт-Петербург, 2002. - С. 5.27.

30. Михайлов А.Л. Оценка несущей способности диска турбины ГТД методом конечных элементов ANSYS. Труды VII Междунар. конгресса двигателестрои-телей. Рыбачье-Крым. «Авиационно-космическая техника и технология». Харьков, 2002. - Вып. 30. - С. 88 - 90.

31. Михайлов А.Л. Использование МКЭ ANSYS для нормирования глубины допустимой забоины на лопатке компрессора ГТД из деформируемого алюминиевого сплава ВД-17. Труды VII Междунар. конгресса двигателестроителей. Рыбачье-Крым. «Авиационно-космическая техника и технология». Харьков, 2002. - Вып. 34. - С. 157 - 160.

32. Михайлов А.Л., Кудрявцев В.Д., Водолагин А.Л. Использование программного комплекса ANSYS при расчете фланцевых соединений. Сб. докл. Междунар. науч.-техн. конф., посвященной памяти Генерального констр. Н.Д. Кузнецова. Самара, 2002. - Ч. 3. - С. 266 - 270.

33. V.N. Vernigor, A.L. Mikhailov. RUNNING ROTOR DESIGN IN ANSYS IN VIEW OF GYROSCOPIC EFFECT. Conference proceedings 20-th CAD-FEM users meeting 2002 international congress on fem technology, friedrichshafen, Germany. Vol. 3 of 3,3.6.5.

Зав. РИО М.А. Салкова

Подписано в печать 18.07.2003 г. Формат 60x84 1/16. Уч.-изд.л. 2.13. Тираж 100. Заказ 120.

Рыбинская государственная авиационная технологическая академия им. П.А. Соловьева (РГАТА)

Адрес редакции: 152934, г. Рыбинск, ул. Пушкина, 53 Отпечатано в множительной лаборатории РГАТА 152934, г. Рыбинск, ул. Пушкина, 53

Условные обозначения и сокращения.

Введение.

1. Проектирование лопаток турбомашин на основе современных компьютерных технологий математического моделирования их объемного НДС.

1.1. Вибрационная прочность лопаток турбомашин. Стержневые и оболочковые модели расчета НДС и собственных частот колебаний лопаток.

1.2. Проектирование лопаток турбомашин на основе определения НДС и собственных частот колебаний на трехмерной виртуальной модели МКЭ. Выбор плотности конечно-элементной сетки при модальном анализе лопаток.

1.3. Модальный анализ лопатки компрессора с наборным замком

1.4. Исследование влияния податливости диска на частоты собственных колебаний лопаток в системе типа «блиск». Критерий отстройки собственных частот колебаний лопатки от резонансных режимов при проектировании ГТД.

1.5. Проектирование компрессорных лопаток повышенной эксплуатационной надежности.

1.6. Нормирование допустимых повреждений входной кромки лопатки компрессора на основе математического моделирования объемного НДС.

Тенденции развития современного газотурбинного двигателе-строения, определяемые требованиями экономичности, характеризуются ростом удельных параметров двигателя, уменьшением массы конструкции, увеличением нагрузок, действующих на узлы и детали. По сравнению с ГТД разработки 90-х годов двигатель нового поколения должен иметь в 1,5.2 раза меньшие удельные вес и объем, на 20.30% меньший расход топлива. При этом должен быть обеспечен качественно новый уровень его эксплуатационных характеристик: увеличенные на 50.60% надежность, ресурс двигателя, пониженная в 2 раза трудоемкость технического обслуживания, что в совокупности обуславливает снижение в 1,5 раза стоимости жизненного цикла. В 70-е годы на создание ГТД уходило 7. 10 лет, в настоящее время для обеспечения конкурентоспособности новый двигатель необходимо создавать за 4.6 лет,*

Наиболее наукоемким, продолжительным и дорогостоящим этапом процесса создания современного ГТД является его доводка по пара- * метрам прочности и ресурсу. Затраты труда, времени и средств по этому этапу по данным зарубежных источников составляют 90% общих затрат на создание двигателя.

Обеспечение принципиально нового уровня показателей надежности, рост ресурсов и темпов создания двигателей требует решения ряда сложных научно-технических проблем, в том числе:

- разработки новых принципов прочностной доводки двигателей, основанных на современных компьютерных технологиях проектирования;

- развития численных методов расчетной оценки прочности основных деталей ГТД, основанных на математическом моделировании их объемного НДС методом конечных элементов;

- создания эффективных способов неразрушающего контроля повреждаемости деталей ГТД.

Обеспечение динамической прочности авиационных двигателей относится к разряду наиболее сложных проблем, возникающих при разработке новых ГТД и их эксплуатации. К основным показателям качества двигателя, характеризующим степень его совершенства, относятся надежность и ресурс. Улучшение этих показателей связано с необходимостью снижения динамической нагруженности узлов двигателя, так как большинство дефектов ГТД вызвано действием переменных нагрузок, резко возрастающих в условиях резонанса, когда частота собственных колебаний детали совпадает с частотой возмущающей силы.

Систематическое наблюдение за вибрационным состоянием элементов двигателя на всех этапах производства, испытаний и эксплуатации позволяет на ранних стадиях выявлять некоторые дефекты и оценивать техническое состояние двигателя (вибрационная диагностика), что способствует повышению его ресурса и надёжности. Таким образом, динамическая прочность газотурбинных двигателей включает большой комплекс проблем, главными из которых являются:

- расчётное и экспериментальное определение собственных частот и форм колебаний лопаток;

- анализ условий возникновения резонансов и мер по их устранению на рабочих режимах работы двигателя;

- разработка неразрушающих методов вибрационной диагностики технического состояния основных деталей двигателя.

Рабочая лопатка является одной из наиболее напряженных и ответственных деталей ГТД. Последствия разрушения лопаток являются очень тяжелыми для двигателя и самолета, вызывая выход из строя моторной установки, возможный пожар и повреждения фюзеляжа. В результате анализа данных ИКАО (международная организация гражданской авиации) по наблюдению за состоянием авиационных ГТД [1,2] установлено, что наиболее частой причиной отказов является неисправность деталей проточной части двигателя. При этом на долю лопаток приходится около 30 % всех отказов. Из них приблизительно 42 % составляют усталостные разрушения и еще 33 % - сочетание малоцикловой усталости и вибрационных напряжений.

Задача исключения резонанса лопатки на максимальном рабочем режиме ГТД является важнейшей для обеспечения надежной работы изделия. Поэтому расчету форм и частот собственных колебаний лопаток ГТД на этапе проектирования всегда уделяется большое внимание. Методам расчета вибрационных характеристик лопаток ГТД посвящены работы видных ученых А. Лява, Г. Кирхгофа, А. Клебша, С.П. Тимошенко, А.И. Лурье, Г.Ю. Джанелидзе, И.А. Биргера, Б.Ф. Шорра, Ю С. Воробьева, А.И. Ушакова, В.А. Рудавца, Ю.М. Темиса.

В литературе описаны различные способы расчета форм и частот собственных колебаний лопаток. Их общим недостатком является то, что результаты расчета хорошо согласуются с экспериментальными значениями только при конкретных конструкциях лопаток в определенных частных случаях.

Обзор публикаций по колебаниям рабочих лопаток и дисков роторов ГТД показывает, что, несмотря на достигнутые успехи, ряд положений требует дальнейшего развития. В настоящее время все еще не существует единой универсальной методики, обеспечивающей надежное решение задачи исследования колебаний разнообразных современных лопаточных колес сложной конструкции. Дальнейшие исследования связаны с рассмотрением более точных математических моделей, позволяющих учесть особенности сложных конструкций современных рабочих колес. Это можно сделать путем анализа объемного НДС соответствующей виртуальной модели исследуемого объекта методом конечных элементов. Настоящая работа посвящена, в частности, расчету колебаний лопаток ГТД с использованием возможностей метода конечных элементов, на основе которого разрабатываются конструкции лопаток компрессоров повышенной эксплуатационной надежности.

Диски турбин и компрессоров являются ответственными деталями современных авиационных газотурбинных двигателей (ГТД). Состояние этих деталей во многом определяет надежность и безопасность двигателя в целом.

Методам определения напряженного состояния и оценки несущей способности вращающихся дисков посвящены работы многих ученых; И.А. Биргера, Г.С. Васильченко, Л.Б. Гецова, Д.А. Гохфельда, И.В. Демьянушко, Р.С. Кинасошвили, Л.М. Качанова, М.М. Кобрина, Н.Н. Ма-линина, B.C. Манделя, В.П. Рабиновича, Е.Л. Робинсона, Ю.М. Темиса, М. Халлинана, О.Ф. Чернявского и других.

Многие методы основаны на теории предельного равновесия (ги? потезе идеального выравнивания напряжений в момент разрушения и равенстве нормальных напряжений пределу кратковременной прочности материала во всех точках рассматриваемого критического сечения). Другие методы основаны на теориях пластичности, при этом, условием разрушения принимается равенство максимального нормального напряжения в наиболее нагруженной точке диска пределу кратковременной или длительной прочности материала. Однако расчетные методы не всегда могут в полной мере учесть многообразие факторов, влияющих на прочность дисков.

Как показал анализ результатов разгонных испытаний дисков, существующие методы прогнозирования несущей способности не всегда и не в полной мере позволяют оценить работоспособность конструкции с учетом конструктивных и технологических особенностей дисков. Отсутствует надежная методика оценки прочности дисков из новых материалов и дисков, полученных по новым технологиям. Расчетные и экспериментальные запасы являются консервативными и детерминированными величинами, не учитывают рассеяния механических характеристик материала, предельных состояний конструкций и неодинаковые для разных материалов соотношения расчетных и экспериментальных разрушающих частот вращения. Отличие расчетных значений от экспериментальных достигает 20 %.

В то же время требования к повышению надежности авиационных ГТД, тенденция к снижению весовых характеристик приводят к необходимости совершенствования методов расчета, выбора минимальных запасов прочности, создания надежных методик оценки новых материалов, конструкций и технологий.

В современных условиях расчеты на прочность деталей и узлов ГТД все чаще проводятся с применением двух- и трехмерных геометрических моделей методом конечных элементов в программной среде ANSYS. Результатом расчетов является объемное напряженно-деформированное состояние дисков с учетом концентрации напряжений в зонах резкого изменения геометрии и неравномерности действующих нагрузок. Так как действующие нормированные величины запасов прочности ориентированы на напряжения, полученные на одномерных расчетных моделях, нормативные документы нуждаются в дополнении новыми критериями прочности, позволяющими оценить статическую прочность дисков по результатам двух- и трехмерных расчетов, включая зоны концентрации напряжений.

Поэтому разработка новых «деформационных» критериев статической прочности дисков ГТД на основе анализа их объемного НДС МКЭ является актуальной задачей, решение которой позволит проектировать диски ГТД минимальной массы в сжатые сроки.

Данная работа, в частности, посвящена разработке новых методов расчета на прочность, позволяющих более точно рассчитывать значение разрушающей частоты вращения дисков ГТД на основе анализа их объемного НДС МКЭ.

В настоящее время эксплуатация газотурбинных двигателей ведется, как правило, по фиксированным межремонтным ресурсам с обязательным съемом двигателей с эксплуатации и направлением их на ремонтные предприятия для дефектации и ремонта. При переходе на эксплуатацию по техническому состоянию резко возрастает необходимость в соответствующих способах диагностики состояния лопаток ГТД, позволяющих с высокой достоверностью диагностировать как усталостное повреждение лопаток, так и степень повреждаемости материала лопаток турбин от температурно-силового воздействия в процессе эксплуатации.

Большинство существующих методов контроля качества деталей сводится к выявлению дефектов типа нарушения сплошности материала (трещины, расслоения) и определению их количества, геометрии, размеров и т.д.

Однако они не позволяют оценить наличие усталостных трещин на внутренней поверхности полых охлаждаемых лопаток турбины, а также выявить локальные изменения структуры материала, возникающие в местах концентрации напряжений при повторностатическом силовом на-гружении или от термоциклирования при высоких температурах.

Существующие методы контроля «перегрева» материала лопаток турбин являются разрушающими и требуют больших временных и материальных затрат. Кроме того, они не позволяют осуществить стопроцентный контроль и носят субъективный характер.

Это существенно снижает достоверность контроля, заведомо бракованные детали не исключаются своевременно из эксплуатации изделий.

Для обеспечения надежности объектов контроля требуется диагностирование не только наличия усталостных трещин, но и состояния материала изделий, предшествующего появлению дефектов при эксплуатации. Именно поэтому помимо традиционных задач дефектоскопического контроля появилась насущная необходимость в создании новых эффективных методов вибродиагностики, позволяющих решать обе эти задачи.

В данной диссертационной работе, в частности, разрабатывается новый метод вибродиагностики, основанный на использовании эквивалентных масс упругого тела в качестве диагностического признака. Показано, что эквивалентные массы тела являются наиболее информативными модальными параметрами метода вибродиагностики, т.е. с развитием дефекта эквивалентные массы упругого тела, соответствующие определенным его точкам, изменяются значительно быстрее других модальных параметров.

Из сказанного выше следует актуальность выбранной темы диссертационного исследования, которая обусловлена следующими обстоятельствами:

- важностью разработки мероприятий, направленных на повышение надежности и ресурса основных деталей ГТД за счет использования современных компьютерных технологий проектирования;

- необходимостью развития критериев статической прочности дисков ротора ГТД на основе анализа их объемного НДС методом конечных элементов, что позволит создавать диски минимальной массы;

- необходимостью развития методов неразрушающего контроля, в частности, методов вибродиагностики.

Целью настоящей работы является разработка новых более совершенных принципов проектирования, развитие критериев прочности, создание эффективных методов неразрушающей вибродиагностики технического состояния деталей ГТД на основе теоретического и экспериментального исследования закономерностей их объемного НДС МКЭ для решения проблемы повышения надежности и ресурса ГТД.

Для достижения указанной цели необходимо решение следующих задач.

1. Разработка и экспериментальная верификация методики обеспечения вибрационной прочности рабочих колес сложной геометрической формы.

2. Разработка конструкции лопатки компрессора повышенной эксплуатационной надежности.

3. Разработка технологии нормирования повреждений входной кромки лопатки компрессора.

4. Развитие критериев статической прочности диска ротора ГТД.

5. Разработка неразрушающего способа вибродиагностики твердых тел.

6. Разработка новых критериев повреждаемости деталей ГТД на основе метода вибродиагностики, использующего их эквивалентные массы в качестве диагностического признака.

Основными методами исследования являются положения CAD/CAE-технологии, реализуемые средствами профессионального программного обеспечения, теория упругости, теория колебаний, метод конечных элементов, тензометрия, голография, методы спектрально-корреляционного анализа.

Достоверность полученных результатов обеспечивается обоснованностью исходных предположений и гипотез, адекватностью теоретических положений экспериментальным данным, близостью расчетных и экспериментальных данных, полученных при статических и усталостных испытаниях деталей ГТД, а также применением сертифицированного в соответствии со стандартами IS09000 программного обеспечения.

Научная новизна работы заключается в следующих положениях, основанных на математическом моделировании объемного НДС деталей ГТД методом конечных элементов:

1) разработан и научно обоснован метод вибродиагностики возникновения и развития дефектов упругих тел, в котором впервые использованы обобщенные эквивалентные массы тела в качестве диагностического признака;

2) введено новое научное понятие «обобщенная эквивалентная масса» упругого тела с различными параметрами наблюдения и возбуждения;

3) предложена упрощенная математическая модель консольно закрепленного стержня с трещиной, имитируемой упругим элементом в виде плоской пружины, расположенным в месте возникновения трещины;

4) приведена новая целевая функция для вычисления «обобщенных эквивалентных масс» деталей ГТД при их экспериментальном определении с помощью нерезонансного способа, позволяющая определить данные величины в случае, когда статическая податливость исследуемого объекта неизвестна;

5) предложены новые критерии повреждаемости деталей ГТД основанные на изменении значений обобщенных эквивалентных масс в случае возникновения дефектов;

6) разработана компьютерная технология определения обобщенных эквивалентных масс детали, основанная на математическом моделировании процесса возникновения и развития дефекта, путем изменения значения модуля упругости материала в зоне дефекта;

7) предложен принцип проектирования лопатки компрессора повышенной эксплуатационной надежности, заключающийся в разгрузке входной кромки от растягивающих напряжений;

8) разработана методика нормирования допустимых повреждений входной кромки лопатки компрессора, в основе которой лежит численное определение МКЭ теоретического коэффициента концентрации напряжений в месте забоины;

9) предложен уточненный деформационный критерий несущей способности дисков ротора ГТД из никелевых сплавов.

Практическая ценность работы заключается в повышении надежности и ресурса деталей ГТД за счет принятия обоснованных конструктивных решений на этапе проектирования и вибродиагностики повреждаемости деталей в процессе эксплуатации.

Полученные в диссертации результаты и выполненные разработки представляют собой решение крупной научно-технической проблемы, имеющей важное народнохозяйственное значение.

Разработаны и внедрены в ОАО «НПО «Сатурн» утвержденные ЦИАМ следующие методики: а) методика проверки вибрационной прочности рабочих колес короткоресурсных ГТД одноразового применения с высокими частотами вращения; б) методика расчета разрушающей частоты вращения дисков ротора ГТД на основе критерия «предельной суммарной деформации».

Спроектирована рабочая лопатка первой ступени компрессора с уменьшенными растягивающими напряжениями на входной кромке, что повысило ее эксплуатационную надежность.

Разработан метод вибродиагностики упругих тел, в частности, лопаток, дисков ГТД, основанный на использовании модального параметра «эквивалентная масса» в качестве диагностического признака. Метод значительно надежнее распознает возникающие дефекты детали по сравнению с методами вибродиагностики, использующими другие модальные параметры в качестве диагностического признака. Кроме того, метод позволяет определять место возникновения дефекта, оценивать повреждаемость детали на стадии, предшествующей возникновению трещины, а также обнаруживать дефекты, расположенные на внутренней поверхности полых деталей. Техническая апробация метода проведена в ОАО «НПО «Сатурн», г. Рыбинск.

Апробация результатов работы. Отдельные результаты работы докладывались на тринадцатой Всесоюзной конференции по аэроупругости турбомашин (Севастополь, 1991 г.); на объединенной международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития двигателестроения в Поволжском районе» и «Проблемы конструкционной прочности двигателей» (Самара, 1999 г., 2001 г.); на международной конференции «Оценка и обоснование продления ресурса элементов конструкций» (Киев, 2000 г.); на V, VI, VII международном конгрессе двигателестроителей (Рыбачье - Крым - Украина, 2000г., 2001 г., 2002 г.); на международной научно-практической конференции «Вторые Окуневскиечтения» (Санкт-Петербург, 2000 г.); на международной научной конференции «Двигатели XXI века» (Москва, 2000 г.); на международном Франко-Российском семинаре «Life Management Seminar» (Москва, 2000 г.); на XLVIII научно-технической сессии по проблемам газовых турбин (Рыбинск, 2001 г.); на международной научно-технической конференции «Проблемы динамики и прочности в газотурбостроении» (Киев, 2001 г.); на I и II Российской конференции «Методы и программное обеспечение расчетов на прочность» (Туапсе, 2001 г., Геленджик, 2002 г.); на Всероссийской научно-технической конференции «Аэрокосмическая техника и высокие технологии» (Пермь, 2002 г.); на I, II и III конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 2001 г., 2002 г., 2003 г.); на XVI Российской научно-технической конференции «Неразрушающий контроль и диагностика» (Санкт-Петербург, 2002 г.); на международной научно-технической конференции «Современные проблемы аэрокосмической науки и техники» (Жуковский, 2002 г.). Полностью работа докладывалась на научных семинарах кафедры теоретической механики и сопротивления материалов РГАТА, на научно-техническом семинаре ОАО «НПО «Сатурн», на научно-техническом совете отделения прочности ЦИАМ.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 66 печатных и рукописных работ, в том числе 2 монографии, 42 статьи, 14 тезисов докладов, 2 научно-исследовательских отчета, предложенные конструктивные решения и способы защищены четырьмя авторскими свидетельствами СССР, патентом России и свидетельством на полезную модель, выпущено два руководящих документа.

Структура диссертации. Во введении на основе анализа состояния вопроса по исследуемой проблеме выполнено обоснование темы диссертации, сформулированы цель и задачи исследования, описаны объекты и предмет исследования, приведены методологическая и теоретическая основы работы, показаны научная новизна, практическая значимость, апробация результатов исследования, описана структура диссертации.

В первом разделе приведены различные способы расчета вибрационных характеристик лопаток ГТД. Описано явление резонанса на рабочих режимах двигателя. Применен метод конечных элементов, реализованный в пакете прикладных программ ANSYS, для расчета форм и частот собственных колебаний лопаток ГТД сложной геометрической формы с различными граничными условиями. В разделе предложен универсальный подход отстройки от резонанса на максимальном режиме рабочих колес любой сложности, на основе математического моделирования их объемного НДС. МКЭ применен также при проектировании лопатки компрессора с разгруженной от растягивающих напряжений входной кромкой и при нормировании допустимых забоин, возникающих в лопатке при эксплуатации двигателя.

Во втором разделе рассмотрены методы оценки напряженного и предельного состояния дисков, различные подходы к назначению коэффициентов запаса прочности. Показано, что существующие методы расчета разрушающей частоты вращения не учитывают все факторы, влияющие на несущую способность дисков. На основании разгонных испытаний выявлено влияние на разрушающую частоту вращения формы меридионального сечения и наличия концентраторов напряжений в виде отверстий в полотне и в ступице диска. На основании анализа расчетных методов определения разрушающей частоты вращения и результатов разгонных испытаний дисков из никелевых сплавов сформулирована задача исследования и способ ее решения. Предложен деформационный критерий несущей способности дисков ротора ГТД из никелевых сплавов на основе математического моделирования объемного НДС методом конечных элементов.

В третьем разделе рассмотрены методы диагностики повреждений твердых тел. Приведены основные положения теории колебаний, необходимые для изложения собственных исследований автора. Особое внимание уделено эквивалентным массам и динамической податливости упругого тела. На их основе разработан новый способ вибродиагностики, использующий в качестве диагностического признака модальный параметр «обобщенная эквивалентная масса». Применен нерезонансный метод экспериментального определения эквивалентных масс. Выполнена экспериментальная проверка предложенного метода неразрушающей вибродиагностики в лабораторных условиях на стержне, предложена математическая модель стержня с усталостной трещиной и численно на основе предложенных аналитических зависимостей исследованы скорости изменения эквивалентных масс и частот собственных колебаний стержня при возникновении и развитии в нем усталостной трещины.

В четвертом разделе предложены критерии повреждений твердого тела для метода вибродиагностики, использующего эквивалентные массы в качестве диагностического признака. Предложен и обоснован способ оценки эффективности использования данных критериев применительно к конкретной детали. Способ основан на математическом моделировании процесса возникновения и развития дефектов в материале нагруженных деталей средствами системы конечно-элементного анализа ANSYS, а также на численных экспериментах по определению эквивалентных масс детали.

В пятом разделе описаны результаты экспериментальных работ по оценке эффективности применения различных модальных параметров в качестве диагностического признака перегрева лопаток турбин. Выявлено слабое влияние перегрева материала лопатки турбины на ее интетральные вибрационные характеристики: собственные частоты колебаний и коэффициенты демпфирования. Показано, что применение эквивалентных масс лопатки (локальных модальных параметров) значительно эффективнее при диагностике местных перегревов материала лопаток турбины и ободной части диска.

В разделе 6 исследована возможность диагностики усталостного повреждения лопаток ГТД на основе разработанного метода вибродиагностики. Приведены результаты экспериментального определения скорости изменения эквивалентных масс лопатки ГТД при возникновении и развитии в ней усталостной трещины. Описаны экспериментальные установки и методы измерений, которые были использованы при выполнении данной работы: установка для проведения усталостных испытаний с одновременным измерением вибрационных напряжений в пере лопатки и замером виброускорения точки возбуждения лопатки, закрепленной на вибростенде, с последующим определением необходимых значений эквивалентных масс.

В заключении сделаны выводы о перспективах использования критериев и способов, разработанных в диссертации.

6.6. Выводы

Выполненные численные эксперименты продемонстрировали широкие возможности использования обобщенных эквивалентных масс для диагностики дефектов в виде возникновения несплошностей, возникающих в процессе работы в наиболее нагруженных зонах деталей ГТД. Показано, что для каждого конкретного повреждения существует оптимальная комбинация параметров возбуждения и наблюдения, при которой использование соответствующих эквивалентных масс даст наибольший эффект. Поэтому выбору диагностических признаков для конкретного объекта диагностики должен предшествовать численный эксперимент математического моделирования объемного НДС детали с предполагаемым дефектом.

Анализ результатов проведенных расчетно-экспериментальных работ показывает перспективность использования эквивалентных масс в качестве диагностического признака повреждений деталей ГТД усталостными трещинами, что особенно актуально при диагностике трещин на внутренней стороне полых лопаток турбин. Созданная экспериментальная установка и управляющая программа с помощью ЭВМ позволяет определять значения эквивалентных масс в автоматическом режиме, значительно ускоряя процесс необходимых измерений. Использование эквивалентных масс упругих тел в качестве диагностических признаков может служить основой для создания нового класса методов вибродиагностики, позволяющих надежно выявлять не только дефекты исследуемых объектов на ранней стадии их развития, но и места их расположения.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проведения комплекса теоретических и расчетно-экспериментальных исследований, основанных на анализе объемного НДС деталей ГТД, получены научно-обоснованные технические решения, внедрение которых вносит значительный вклад в процесс проектирования, доводки и эксплуатации газотурбинной техники.

1. Разработан и научно обоснован новый неразрушающий метод вибродиагностики технического состояния деталей ГТД, использующий локальный модальный параметр «обобщенная эквивалентная масса» в качестве диагностического признака, базирующийся на математическом моделировании объемного НДС деталей и обеспечивающий высокую эффективность выявления дефектов по сравнению с известными методами вибродиагностики.

Комплексом проведенных расчетно-экспериментальных исследований установлено, что данный метод вибродиагностики позволяет фиксировать не только возникновение и развитие дефекта, но и установить место его зарождения, оценивать повреждаемость детали на стадии, предшествующей появлению макротрещины, что особенно актуально при эксплуатации газотурбинной техники по «техническому состоянию».

2. Введено новое научное понятие «обобщенная эквивалентная масса» упругого тела с различными параметрами наблюдения и возбуждения, позволившее разработать новый диагностический признак метода вибродиагностики для выявления дефектов различной природы (усталость, повторно-статическое нагружение, перегрев, фреттинг и т.д.).

3. Предложена упрощенная математическая модель консольно закрепленного стержня с трещиной вблизи заделки, позволившая аналитически подтвердить эффективность разработанного способа вибродиагностики.

4. Предложена новая целевая функция нерезонансного метода экспериментального определения «обобщенных эквивалентных масс» деталей ГТД, позволившая на основе результатов измерений широко применяемой серийной виброизмерительной аппаратурой выполнить вычисления «обобщенных эквивалентных масс» при возникновении и развитии усталостной трещины в исследуемой детали.

5. Создана экспериментальная установка, методика и математическое обеспечение по определению обобщенной эквивалентной массы в автоматическом режиме при проведении физического эксперимента по выращиванию усталостной трещины и ее вибродиагностике на лопатке ГТД.

6. Предложена технология оценки эффективности использования эквивалентных масс в качестве диагностического признака при вибродиагностике рассматриваемой детали. Технология учитывает возможности аппаратуры возбуждения и виброизмерения и полностью исключает трудоемкие и дорогостоящие натурные эксперименты по оценке рассматриваемой эффективности.

7. Разработана методика назначения критериев повреждаемости деталей ГТД, основанная на численном определении «обобщенных эквивалентных масс» детали, соответствующих различным формам колебаний, точкам наблюдения, параметрам наблюдения, параметрам возбуждения. Для определения этих величин созданы компьютерные программы.

8. Предложен и исследован «деформационный» критерий несущей способности дисков ротора ГТД, определяющий разрушающую частоту вращения с точностью более 95%, что позволяет проектировать диски минимального веса и применить данный подход при создании ГТД следующего поколения. При этом развиты теоретические основы описания статической прочности дисков и выпущен отраслевой руководящий документ «Методика расчетного определения запаса по разрушающей частоте вращения дисков ротора турбины ГТД с использованием метода предельной суммарной деформации».

9. Предложена на базе широкого обобщения результатов расчет-но-экспериментальных исследований универсальная методика определения вибрационных характеристик рабочих колес сложной геометрической формы, основанная на анализе объемного НДС виртуальных моделей рассматриваемых деталей. Точные расчеты НДС и частот собственных колебаний позволили создать и внедрить отраслевую методику обеспечения вибрационной прочности рабочих лопаток короткоресурс-ных ГТД с высокими частотами вращения ротора без непосредственного их тензометрирования в составе двигателя.

10. Сформулирован принцип проектирования рабочей лопатки компрессора повышенной эксплуатационной надежности путем разгрузки входной кромки от растягивающих напряжений. Конструкция лопатки компрессора с разгруженной кромкой, внедренная в ОАО «НПО «Сатурн», значительно повысила эксплуатационную надежность, сократив количество досрочных съемов ГТД с эксплуатации вследствие забоин входной кромки от попадания посторонних предметов на вход двигателя.

11. Разработана и обоснована методика нормирования допустимых повреждений входной кромки лопатки компрессора, в основе которой лежит точный расчет МКЭ объемного НДС лопатки. Исследование объемного НДС при модальном анализе позволяет вычислить теоретический коэффициент концентрации напряжений в месте повреждения входной кромки лопатки и установить норму на допустимые повреждения, исключив усталостные испытания большого количества лопаток.

Результаты диссертационного исследования являются основой для разработки нового класса способов вибродиагностики твердых тел, использующих модальный параметр «обобщенная эквивалентная масса» в качестве диагностического признака.

Выполненный комплекс теоретических и экспериментальных исследований, полученные новые научные и практические результаты позволили решить важную народно-хозяйственную задачу повышения надежности ГТД, сокращения сроков их проектирования и является необходимым условием при переводе двигателя на эксплуатацию по техническому состоянию и созданию двигателя следующего поколения.

1. Акимов В.М. Основы надежности газотурбинных двигателей. -М.: Машиностроение, 1981. -207 с.

2. Труды ГосНИИГА. М.: 1985. - Вып. 26. - 317 с.

3. Штода А.В., Алещенко С.П., Иванов А.Я. и др. Конструкция авиационных газотурбинных двигателей. М., Воениздат, 1961. -412 с.

4. Хронин Д.В. Теория и расчет колебаний в двигателях летательных аппаратов. М., Машиностроение, 1970. - 412 с.

5. Надежность и ресурс авиационных газотурбинных двигателей. / Под ред. Свищева Г.П., Биргера И.А. М.: Машиностроение, 1969 -539 с.

6. Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. М.: Машиностроение, 1974. - 520 с.

7. Воробьев Ю.С. Влияние некоторых факторов на собственные колебания стержней. // Динамика и прочность машин. Харьков: Вища школа, 1965. - Вып. 1. - С. 53 - 61.

8. Левин А.В. Рабочие лопатки и диски паровых турбин. М.: Гос-энергоиздат, 1953. - 624 с.

9. Тумаркин С.А. Равновесие и колебания закрученных стержней // Тр. ЦАГИ, 1937. Вып. 341.-42 с.

10. Ю.Биргер И.А. Некоторые математические методы решения инженерных задач. М.: Оборонгиз, 1956. - 159 с.

11. И.Биргер И.А. Стержни, пластины, оболочки. М.: Наука, 1992. -392 с.

12. Биргер И.А. Прочность и надежность машиностроительных конструкций. Избранные труды. Уфа: ГМФМЛ, 1998. - 350 с.

13. Воробьев Ю.С., Шорр Б.Ф. Теория закрученных стержней. Киев: Наукова Думка, 1983. - 186 с.

14. Ляв А. Математическая теория упругости. М., Л.: ОНТИ.1935.-674 с.

15. Kirchhoff G. Vorlesungen uber mathematische Physik. Mechanik. -Leipzig, 1877.-466 s.

16. Clebsh A. Theorie der Elastizitat fester Korper. Leipzig, 1862. -424 s.

17. Джанелидзе Г.Ю. Соотношения Кирхгофа для естественно закрученных стержней и их приложения. // Тр. Ленингр. политехи, ин та, 1946.- №1.-С. 23-32.

18. Лурье А.И., Джанелидзе Г.Ю. Задача Сен-Венана для естественно закрученных стержней. //Докл. АН СССР, 1939. Т. 24. - № 1.

19. С. 23 26; № 3. - С. 226 - 228; № 4. - С. 325 - 326.

20. Риз П.М. Деформации естественно закрученных стержней. // Докл. АН СССР, 1939. Т. 23. - № 1. - С. 18 - 21; № 5. - С. 441 - 444.

21. Воробьев Ю.С., Шульженко Н.Г. Исследование колебаний систем элементов турбоагрегатов. Киев: Наукова Думка, 1978. - 135 с.

22. Шорр Б.Ф. Изгибно-крутильные колебания закрученных компрессорных лопаток. // Прочность и динамика авиационных двигателей-М.: Машиностроение, 1964. Вып. 1. - С. 217-246.

23. Гринберг С.М. К расчету частот лопаток компрессора методами теории оболочек. // Сб. "Прочность и динамика авиационных двигателей". М.: Машиностроение , 1969. - Вып. 5. - С. 242 - 255.

24. Методы расчета напряженно деформированного состояния лопаток турбомашин. // Сб. ст. ред. Ушакова А.И. - Тр. ЦИАМ, 1987. -№ 1177.

25. Шорр Б.Ф., Блинник Б.С., Ефремова В.Т., Бацина Л.Н. Оптимальная статическая разгрузка лопаток турбомашин при многорежимной работе. // Сб. "Проблемы прочности и динамики в авиадвигателестрое-нии". Тр. ЦИАМ, 1980. - Вып. 1. - № 887. - С. 10 - 25.

26. Блинник Б.С., Ефремова В.Т., Шорр Б.Ф. Расчет собственных частот связанных колебаний лопаток с бандажными полками. // Сб.

27. Расчеты на прочность". М.: Машиностроение , 1975. - Вып. 16. - С. 240-260.

28. Темис Ю.М., Карабан В.В. Геометрически нелинейная конечно-элементная модель закрученного стержня в задачах статического и динамического расчета лопаток. М.: ФГУП ЦИАМ, №1319, 2001. - 20 с.

29. Бедчер Ф.С. Исследование вибраций компрессорных лопаток // Прочность и динамика авиационных двигателей М.: Машиностроение, 1966.- Вып. 4.-С. 132-143.

30. Меерович И.И. Распределение напряжений в компрессорных лопатках при колебаниях. М.: Оборонгиз, 1961.-107 с.

31. Меерович И.И. Колебания слабо изогнутых и закрученных лопаток. М.: Оборонгиз, 1956. - 54 с.

32. Рудавец В.А., Шорр Б.Ф. Расчет собственных частот и форм пространственных колебаний закрученных компрессорных лопаток. // Сб. Теория оболочек и пластин. М., Наука, 1973. - С. 550 - 555.

33. Рудавец В.А. Расчет частот и форм собственных колебаний лопаток компрессора в поле центробежных сил методами теории оболочек. // Проблемы прочности и динамики в авиадвигателестроении Тр ЦИАМ, 1982. - № 996. - Вып. 2. - С. 141 - 147.

34. Проблемы прочности и динамики в авиадвигателестроении. Вып. 1 4. (Тр. ЦИАМ: 1980. - № 887; 1982. - № 996; 1985. - № 1109; 1989.-№ 1237).

35. Темис Ю.М., Рожков О.С. Оптимизация форм лопаток компрессоров по критерию минимума изгибных напряжений. // Труды XVI Международной конференции по теории оболочек и пластин. Н. Новгород:изд во Нижегородского университета, 1994 - Т.З - С 208 -- 226.

36. Зб.Темис Ю.М., Карабан В.В. Анализ собственных частот и форм колебаний колес компрессора ГТД. // Межвуз. сборник "Прикладные проблемы прочности и пластичности. Численное моделирование физико-механических процессов". М.: ТНИ КМК, 1998. - С. 36 - 46.

37. Ewins D.I. Vibration modes of Mistuned Bladed Disks. // ASME Paper № 75 GT - 14.1975. - 192 p.

38. Карта. Флатерная неустойчивость системы лопатка диск -бандаж в роторах турбореактивных двигателей. // Тр. Амер. о-ва инж. -механ. Сер. А. Энергетические машины и установки. - М., 1967. - № 3. -С. 129-130.

39. Ewins D.I. Vibration Characteristics of Bladed Disks Assemblies. //1, of Mechanical Engineering Science, 1973. № 15. - P 165 - 186.

40. ASKA Pert II Linear Dynamic Analysis Users reference manual. Stuttgart, ISD - Report, 1976. - № 211.

41. Гринченко B.T., Комиссаров Г.Д. О возможности сдвиговой модели Тимошенко при исследовании колебаний толстых плит. //Тр. 10-й Всесоюзной конференции по теории оболочек и пластин. Тбилиси, 1975. - С. 110-118.

42. Кузнецов Н.Д. Проблемы термоциклической прочности деталей ГТД. // Проблемы прочности. 1973. - № 6, - С. 3 - 8.

43. Воробьев Ю.С. К выводу уравнений колебаний вращающегося диска. // Динамика и прочность машин. Харьков, 1974. - Вып. 20. -С. 69-76.

44. Кузнецов Н.Д. Прочность деталей турбины ГТД в условиях сложного нагружения и связанные с ней проблемы. // Проблемы прочности. 1982.-№ 3. - С. 10-14.

45. Фридман Л.И. О расчете колебаний дисков на основе уравнений теории упругости. // Вибрационная прочность и надежность двигателей и систем летательных аппаратов. Куйбышев: КуАИ, 1981.1. Вып. 8.-С. 124-132.

46. Богомолов С.И., Луценко С.С., Назаренко С.А. О применении суперпараметрического оболочечного конечного элемента к расчету лопаток турбомашин. // Проблемы прочности. 1982. - № 6. - С. 71 - 74.

47. Борискин О.Ф. Автоматизированные системы расчета колебаний методом конечных элементов. // Иркутск: Изд во Иркут. ун - та, 1984.- 188с.

48. Левин А.В., Боргиланский К.Н., Консон К. Прочность и вибрация лопаток и дисков паровых турбин.-Л.: Машиностроение, 1981.-710 с.

49. Дондошанский В. К. Динамика и прочность судовых газотурбинных двигателей. -Л.: Судостроение, 1978.-336 с.

50. Armstrong Е. К., Christie P. J., Hague W. Natural Frequencies of Bladed of Shrouded, Bladed Discs Assembles. J. Eng. ins. ASME, 1974. -vol. 96.-p. 1054-1059.

51. Hall R. M., Armstrong E. K. The Vibration Characteristics of an Assembly of Interlock Shrouded Turbine Blades Struc. Dyn. Aspcts Bladed Disks, ASME, 1976.-p. 1-16.

52. Cottney D. I., Ewins D. I. Towards the Efficient Vibration Analysis of Shrouded Bladed Disc Assembles. J. Eng. ins. ASME, 1974. - vol. 96. - p. 1075- 1079.

53. Ewins D. I., Cottney D. I. On Predicting the Natural Frequencies of Shrouded Bladed Discs / ASME Paper 75 DET - 113. - 1975. - 234 p.

54. Machbain J. C., Genin J. Effect of Support Flexibility on the Fundamental Frequency of Vibration Beams. J. of Franklin Institute, 1973. -vol.296.-№4. p. 259-273.

55. Ступина H. H., LUopp Б. Ф. Расчет спектра частот и форм колебаний вращающегося диска с закрученными лопатками, связанными антивибрационными полками. // Проблемы прочности. 1978. - №2. - С. 102-106.

56. Lce-Tzong, Dugundji I. Investigation of the Vibration Characteristics of Shrouded Bladed Discs Rotor Stages. I. Aircraft, 1980. - vol. 17. №7. -p. 479-486.

57. Богомолов С. И., Журавлева А. М. Колебания сложных механических систем. Харьков: Вища школа, 1978. - 136 с.

58. Srinivasan А. V., Lionberger S. R., Braun К. W. Dynamic Analysis of an Assembly of Shrouded Bladed Using Component Model //1. Mech. Des., ASME.- 1978. vol. 100. - №3. - p. 520 - 527.

59. Иванов В. П. Колебания рабочих колес турбомашин. М.: Машиностроение, 1983. -224 с.

60. Биргер И. А., Кемпнер М. Л. Колебания турбинных и компрессорных дисков. // В кн.: Вибрации в технике. Т. 3. «Колебания машин, конструкций и их элементов». М.: Машиностроение, 1980. - С. 265-281.

61. Динамика авиационных газотурбинных двигателей./ Под ред. Биргера И. А., Шорра Б. Ф. М.: Машиностроение, 1981. -232 с.

62. Swanson Analysis System, Inc.

63. Петухов A.H. Сопротивление усталости деталей ГТД. М.: Машиностроение, 1993.-240 с.

64. ОСТ 100304-79. Лопатки ГТД. Нормирование повреждений лопаток компрессора от попадания посторонних предметов.

65. ОСТ 100870-77. Лопатки ГТД. Методы испытаний на усталость.

66. ОСТ 00303-79. Лопатки газотурбинных двигателей. Периодические испытания на усталость.

67. ОСТ 02506-84. Лопатки компрессоров авиационных газотурбинных двигателей. Использование лопаток, поврежденных коррозией.

68. ОСТ 02569-85. Двигатели газотурбинные. Методы расчета пределов выносливости деталей.

69. ОСТ 00447-82. Двигатели газотурбинные. Использование поврежденных лопаток компрессора в течение ограниченного ресурса.

70. Обоснование допустимых забоин на рабочих лопатках компрессора изделий «60», «38», «24Р». Техн. отчет ОАО «НПО «Сатурн», 1987.- № 38.45 -87-062.

71. Петерсон Р. Коэффициенты концентрации напряжений. М.: Мир, 1977.-301 с.

72. Кутырев В.В. Исследование несущей способности дисков из никелевых сплавов. Т.о. ЦИАМ, 1991. - №У51733.

73. Жестовский В.В., Кутырев В.В. Развитие критериев прочности деталей ГТД при использовании расчетных моделей высокого уровня. -Т.о. ЦИАМ, 2001. №200-3408. - 36 с.

74. Василенко Г.С., Рабинович В.П. Разгонные испытания аусте-нитных и композитных дисков. Теплоэнергетика, 1957. - №12. - С. 35 -42.

75. Гецов Л.Б. Материалы и прочность деталей газовых турбин. -М.: Недра, 1996.-208с.

76. Гохфельд Д.А. Несущая способность конструкций в условиях теплосмен. М.: Машиностроение, 1970. - 259 с.

77. Гвоздев А.А. Расчет несущей способности конструкций по методу предельного равновесия. М: Стройиздат, 1949. - 137с.

78. Демьянушко И.В. Расчет дисков ГТД. // В кн.: Расчет на прочность авиационных газотурбинных двигателей (Под ред. И.А. Биргера, Н.И. Котерова). М.: Машиностроение, 1984. - С. 97 - 129.

79. Демьянушко И.В. Исследование прочности. Долговечность иоптимальное проектирование дисков авиационных двигателей. Дис. докт. техн. наук. Москва, 1981. -348 с.

80. Демьянушко И.В., Биргер И.А. Расчет на прочность вращающихся дисков. М.: Машиностроение, 1978. - 247 с.

81. Качанов Л.М. Основы теории пластичности. М.: Наука, 1969. -420 с.

82. Кинасошвили Р.С. Расчет на прочность дисков турбомашин. -М.: Оборонгиз, 1954. 144 с.

83. Кобрин М.М., Рабинович В.П. Разрушение моделей вращающихся турбинных дисков. Теплоэнергетика, 1957. - №7. - С. 16-20.

84. Кудряшов Л.Н. Инженерный расчет и профилирование дисков турбомашин по несущей способности. // В кн.: Прочность и устойчивость тонкостенных авиационных конструкций. Труды МАИ, 1971. - Вып. 180.

85. Малинин Н.Н. Прочность турбомашин. М.: Машгиз, 1962. -291 с.

86. Кутырев В.В. О проблемах прочностной надежности дисков ГТД из никелевых сплавов. // Новые технологические процессы и надежность ГТД, 1992.-№1.-С. 18-30.

87. Рязанцева В.Г., Брук Б.В. Прогнозирование разрушающей частоты вращения малоразмерной высокооборотной ступени турбины, изготовленной методом ГИП. // Новые технологические процессы и надежность ГТД, 1989. №1. - С. 53 - 58.

88. Серенсен С.В., Когаев В.П., Шнейдерович P.M. Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность. М.: Машиностроение, 1975.-480 с.

89. Суржин B.C., Ермохин Ю.С., Гелета Т.В. Результаты экспериментальных исследований роторов ГТД, проведенных на разгонных стендах. Техн. отчет ЦИАМ, 1973. - №7226.

90. Хоциалов Н.Ф. Запасы прочности. М.: Строительная промышленность, 1929. - №10.

91. Hallinan М. The Design of Rotating Disks to Avoid Burst at Over-speed. GE, R60SE94. August 1960.

92. Robinson E.L. Bursting tests of steam-turbine disk wheels. Trans. ASME, vol. 66, No. 5,1944, p. 373 - 386.

93. Skidmore W.E. Bursting tests of Rotating Disks Typical of Small Gas Turbine Design. Proceedings of the Soc. for Exper. Stress Analysis, vol. 8, No 2,1951, p. 29-48.

94. Holms A.G., Jenkins J.E., Repko A.J. Influence of tensile strength and ductility on strength of rotating disks in presence of material and lubrication defects of several types. NACA, Techn. Note, №2397, 1951.

95. Holms A.G. and Repko A.J. Correlation of tensile strength tensile ductility and notch tensile strength with the strength of rotating disks of several designs in the range of low and intermediate ductility.- NACA, Techn. Note, №2791, Sept. 1952.

96. Работнов Ю.Н. Механика деформируемого твердого тела. М.: Наука, 1988.-711 с.

97. Додонов Б.П., Маслова Г.В. Экспериментальное исследование несущей способности дисков. Техн. отчет ЦИАМ, 1958. - №3880.

98. Кобрин М.М. Прочность вращающихся дисков. Л.: Судпром-гиз, 1963.-340 с.

99. Кутырев В.В. и др. Исследование деформационной и несущей способности дисков турбины, упрочненных методом взрыва. Техн. отчет ЦИАМ, 1987. - №10777.

100. Рабинович В.П., Кабелевский М.Г. Исследованиеконструкционной прочности барабанов центрифуг. Техн. отчет НПО ЦНИИТМаш, 1992.

101. Anderson R.G. How to design high speed rotating parts for maximum "burst - resistance". - Machine Design, 1957, vol. 29, p. 148 -156.

102. Fonda L.B. Tr. ASME, v. 70, №1,1948.

103. Lape E.M., Lubahn J.D. On the Relations Between Various Laboratory Fracture Tests. Trans. ASME, vol. 78, No. 4, 1956, p. 823 -835.

104. Schabtach C., Foqleman E.L., Rankin A.W., Winne D.H. Report of the.Investigation of Two Generator Rotor Fractures. Trans. ASME, Paper No. 55-A-208,1955.

105. Городецкий B.H., Козлов И.А., Ахрименко В.Л. Исследование прочности дисков с эксцентрично расположенными отверстиями. -Пробл. прочности, 1969. №2. - С.ЗЗ - 39.

106. Рабинович В.П. Прочность турбинных дисков. М.: Машиностроение, 1966. -150 с.

107. Алянский Р.И. Исследование несущей способности роторов компрессора. Дис. канд. техн. наук. - Николаев, Машпроект, 1974. -182 с.

108. Городецкий В.Н. Исследование влияния конструктивных факторов на несущую способность элементов роторов турбомашин. Дис. канд. техн. наук. - Киев, ИПП, 1969. -158 с.

109. Кобрин М.М. Разгонные испытания вращающихся дисков с эксцентрично расположенными отверстиями. Теплоэнергетика, 1958. -№5.-С. 21-25.

110. Рабинович В.П. Прочность вращающихся дисков с большими радиальными напряжениями. Энергомашиностроение, 1959. - № 3. -С. 37-42.

111. Козлов И.А. и др. Прочность рабочих колес турбомашин.

112. Киев.: Наукова думка, 1972. 215 с.

113. Мандель B.C., Петров Е.В. Двигатели М70р и Д090. Разгонные испытания дисков ТВД. Николаев, техн. отчет Машпроект, 1982. -№ ОТ 255.102.190-82.

114. Анализ статической прочности свободной турбины изделия 87-10. Рыбинск, техн. отчет РКБМ, 1993. - № 874593. - 293 с.

115. Двигатель ТВ-0-100. Исследование причины разрушения диска ТС двигателя 39-007. Омск, техн. отчет п.я.2285, 1987. -№39.00.0.0130

116. Демьянушко И.В., Кутырев В.В. Исследование моделей и натурных дисков гранульной технологии. // В кн.: Металлургия гранул. -ВИЛС, 1983. Вып.1. - С. 294 - 295.

117. Демьянушко И.В., Суржин B.C., Темис Ю.М. Результаты экспериментальных исследований роторов ГТД, проведенных на разгонных стендах. Техн. отчет ЦИАМ, 1975. - №7575.

118. Демьянушко И.В., Темис Ю.М., Великанова Н.П. Комплексное исследование прочности и долговечности дисков турбины III ст. двигателей НК-8-2У и НК-8-4 в связи с образованием трещин в крепежных отверстиях. Техн. отчет ЦИАМ, 1979. - №8952.

119. Кутырев В.В., Мандель B.C., Петров Е.В., Суржин B.C. Несущая способность дисков из жаропрочного никелевого сплава ЭИ698ВД.// Новые технологические процессы и надежность ГТД, 1991. №2. - С. 3-16.

120. Суржин B.C., Брук В.Г. Результаты испытаний ротора турбины изд. «78». Техн. отчет ЦИАМ, 1970. - №6524.

121. Демьянушко И.В. Результаты испытаний дисков ГТД из сплавов ЭП742 и ЭП741П на разгонных стендах ЦИАМ. // Новые технологические процессы и надежность ГТД, 1978. № 4. - С. 35 - 52.

122. Биргер И.А. Детерминированные и статистические модели усталостного разрушения. Проблемы прочности, 1982. - № 4. - С.24.28.

123. Биргер И.А. Некоторые математические методы решения инженерных задач. М.: Оборонгиз, 1956. - 150 с.

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

125. Ржаницын А.Р. Применение статистических методов в расчетах сооружений на прочность и безопасность. Строительная промышленность, 1952. - №6. - С. 57-61.

126. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. М.: Машиностроение, 1979. - 702 с.

127. Стрелецкий Н.С. Основы статистического учета коэффициента запаса прочности сооружений. М.: Стройиздат, 1947. -187 с.

128. Степнов М.Н. Статистические методы обработки результатов механических испытаний. М.: Машиностроение, 1985. -231 с.

129. Болотин В.В. Статистические методы в строительной механике. М.: Госстройиздат, 1961. - 202 с.

130. Большев Л.Н., Смирнов Н.В. Таблицы математической статистики. М.: Наука, 1965.-464 с.

131. Биргер И.А., Мавлютов P.P. Сопротивление материалов: Учебное пособие. М.: Наука, 1986. - 560 с.

132. Новожилов В.В. О пластическом разрыхлении. // Приклад, математика и механика. 1965. Т. 29. - Вып. 4. - С. 681 - 689.

133. Новожилов В.В., Рыбакина О.Г. Перспективы построения критерия прочности при сложном нагружении. // Изв. АН СССР. Механика тверд, тела. 1966. № 5. - С. 103 - 105.

134. Новожилов В.В., Кадашевич Ю.И., Рыбакина О.Г. Разрыхление и критерий разрушения в условиях ползучести. // Док. АН СССР. 1983. Т. 270. - Вып. 4. - С. 831 - 835.

135. Технический отчет. № 200-2866 ЦИАМ 2000 г.

136. Технический отчет. № 200-2541 ЦИАМ 1999 г.

137. Swanson Analysis System, Inc.

138. ГОСТ 18353 79. Методы неразрушающего контроля. Контроль неразрушающий. Классификация видов и методов. Гос. ком. СССР по стандартам. - Москва, 1979.

139. Беда П.И., Выборное Б.И. и др. Неразрушающий контроль металлов и изделий. Справочник. М.: Машиностроение, 1978.-456 с.

140. Неразрушающий контроль металлов и изделий. Справочник / под ред. Самойловича Г.С. М.: Машиностроение, 1976. -456 с.

141. Приборы для неразрушающего контроля материалов и изделий. Справочник / под ред. Клюева В.В. М.: Машиностроение, 1976.

142. Дорофеев А.Л., Казаманов Ю.Н. Электроиндуктивная дефектоскопия. М.: Машиностроение, 1980. - 212 с.

143. Воздвиженский В.М., Жуков А.А., Бастраков В.К. Контроль качества отливок. М.: Машиностроение, 1990. - 240 с.

144. Беда П.И., Глазков Ю.А. и др. Дефектоскопия деталей при эксплуатации авиационной техники. М.: Воениздат, 1970. - 231 с.

145. Лозовский В.Н., Бондал Г.В. и др. Диагностика авиационных двигателей. М.: Машиностроение, 1988. -280 с.

146. Сапунов В.М., Беда П.И. Вихретоковой контроль лопаток турбин газотурбинных двигателей. // Техника и вооружение. 1985. №5. -С.30-31.

147. Неразрушающий контроль: В 5 кн. Кн. 2: Акустические методы контроля: Практ. пособие / И.Н. Ермолов, Н.П. Алёшин, А.И. Потапов; Под ред. В.В. Сухорукова. М.: Высшая школа, 1991. - 283 с.

148. Трешневиков В.А., Дробот Ю.Б. Акустическая, эмиссия. М.: Издательство стандартов, 1976.

149. Алешин Н.П., Белый В.Е. и др. Методы акустического контроля металлов. М.: Машиностроение, 1989. -456 с.

150. Вопилкин А.Х. Дифракционные методы в ультразвуковом неразрушающем контроле. М.: изд. НТО "Приборпром", 1989. - 73 с.

151. Ермолов И.Н. Теория и практика ультразвукового контроля. М.: Машиностроение, 1981. 240 с.

152. Гребенников В.В., Лебедев Н.И. Эхо-зеркальный способ ультразвукового контроля с трансформацией упругих волн. // Дефектоскопия, 1979. №10. - С. 73 - 79.

153. Гурвич А.К. Зеркально-теневой метод ультразвуковой дефектоскопии. М.: Машиностроение, 1970. - 36 с.

154. Методы дефектоскопии сварных соединений. / Под общ. ред. В.Г. Щербинского. М.: Машиностроение, 1987. - 334 с.

155. Разыграев Н.П. Опыт использования головных волн для обнаружения трещин в антикоррозионных покрытиях энергомашиностроения. // Дефектоскопия, 1987. №8. - С. 25.

156. Труэлл Р., Эльбаум Ч., Чик Б. Ультразвуковые методы в физике твердого тела.: Пер. с англ. М.: Мир, 1978. - 544 с.

157. Чабанов В.Е. Лазерный ультразвуковой контроль материалов." Л.: Изд во ЛГУ, 1986. - 323 с.

158. Шерашов А.С., Ермолов И.Н. О возможности повышения точности измерения толщины изделий резонансным методом. // Дефектоскопия, 1976.-№ 1. С. 7-11.

159. Карасев В.А., Максимов В.Г., Сидоренко М.К. Вибрационная диагностика газотурбинных двигателей. М.: Машиностроение, 1978. -132 с.

160. Биргер И.А. Техническая диагностика. М.: Машиностроение, 1978.-239 с.

161. Диагностирование состояния роторных машин по изменению параметров вибрации в процессе эксплуатации. Методические рекомендации MP 86 - 83. - М.: Госстандарт, 1983. - 28 с.

162. Карасев В.А., Ройтман А.Б. Доводка эксплуатируемых машин. Вибродиагностические методы. М.: Машиностроение, 1986. - 192 с.

163. Карасев В.А., Ройтман А.Б. Вибродиагностика машин и механизмов. Методы и средства. Сборник научных трудов. - М.: ЦИАМ, 1987.

164. Методы неразрушающих испытаний.: Пер. с англ. / Под ред. Р. Шарпа. М.: Мир, 1972. - 596 с.

165. Скучик Е. Простые и сложные колебательные системы. М.: Мир, 1971.-558 с.

166. Заславский Б.В. Краткий курс сопротивления материалов. -М.: Машиностроение, 1986. 328 с.

167. Вибрации в технике: Справочник. М.: Машиностроение,1981.

168. Бойцов Г.В., Палий О.М., Постнов В.А., Чувиковский B.C. Справочник по строительной механике корабля: Динамика и устойчивость корпусных конструкций. Л.: Судостроение, 1982.- Т.З. - 320 с.

169. Генкин М.Д., Тарханов Г.В. Вибрация машиностроительных конструкций. М.: Машиностроение, 1979. - 136 с.

170. Стрелков С.П. Введение в теорию колебаний. М.: Наука, 1964.-438 с.

171. Бидерман В.Л. Теория механических колебаний. М.: Высшая школа, 1980.-408 с.

172. Тимошенко С.П. Теория колебаний в инженерном деле. М. -Л., ГИТТЛ, 1934.-344 с.

173. Расчеты на прочность в машиностроении. / Под ред. С.Д. Пономарева. М.: Машиностроение, 1959.

174. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. -М.: Машиностроение, 1976. 320 с.

175. Тимошенко С.П., Янг Д.Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле. М.: Машиностроение, 1985. - 472 с.

176. Филиппов А.П. Колебания деформируемых систем. М., 1970.

177. Гольдсмит В. Удар. М.: Мир, 1965.

178. Мандельштам Л.И. Лекции по теории колебаний. М.: Наука, 1972.- 470 с.

179. Прочность. Устойчивость. Колебания. / Под ред. И.А. Биргера, Я.Г. Пановко. М.: Машиностроение, 1968.

180. Бабаков И.М. Теория колебаний. М.: Изд-во технико-теоретической литературы, 1958. - 628 с.

181. Экспериментальная механика. Книга 2. / Под ред. А. Кобаяси-М.: Мир, 1990.-616 с.

182. Вернигор В.Н. Определение собственных частот и эквивалентных масс упругого тела по его динамической податливости. Вестн. Ле-нингр. ун-та. Сер. 1, 1990. Вып. 4 (N 22). - С. 35-42.

183. Вернигор В.Н. Об исследовании колебаний упругих механических систем на основе их динамической податливости. Вестн. Ленингр. ун-та. Сер. 1, 1991. Вып. 1. - С. 70-76.

184. Вернигор В.Н. О резонансном методе экспериментального определения эквивалентных масс упругого тела. Вестн. Санкт-Петербургского ун-та. Сер. 1, 1993. Вып. 4.

185. Вернигор В.Н. Об экспериментальном определении эквивалентных масс упругого тела. Вестн. Санкт-Петербургского ун-та. Сер. 1, 1993.-Вып. 1.

186. Пат. N 2058022 Россия, МКИ 6 G 01 М 7/02.- Способ определения эквивалентных масс упругой конструкции, соответствующих данной точке возбуждения и точке наблюдения / Вернигор В.Н. // Открытия. Изобретения, 1996. № 10.

187. Вернигор В.Н. Нерезонансный метод экспериментального определения эквивалентных масс упругой системы. Тезисы докладов 3 Всерос. Науч.-технич. Конф. "Методы и средства измерений физических величин". Нижний Новгород, 1998. - Часть 6.

188. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. В 21 век с новыми технологиями проектирования и обеспечения надежности лопаток ГТД. Газотурбинные технологии, 2000. - № 2. - С. 28 - 31.

189. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Об эффективности метода спектральной вибродиагностики повреждений лопаток ГТД. Сборник докладов Международной научно-технической конференции. Самара, 2001. -4.2.-С. 49-56.

190. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Способ обнаружения дефектов в материале упругой конструкции. Патент РФ № 2190207 от 27.09.2002 г.

191. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Модальный анализ механических колебаний упругих систем. Рыбинск, РГАТА, 2001. - 288 с.

192. Драпкин Б.М., Кононенко В.К., Леонов Б.Н. О некоторых физических проблемах упрочнения металлических материалов // Инженерный журнал, 1999. №9. - С. 10 - 14.

193. Драпкин Б.М., Осадчий Н.В. Оценка поврежденности материалов в процессе усталостного нагружения по изменению их упругих и релаксационных характеристик // Новые технологические процессы и надежность ГТД. М.: ЦИАМ, 2001. - С. 159 - 165.

194. Безъязычный В.Ф., Драпкин Б.М., Кононенко В.К., Тимофеев М.В. Металлофизический аспект некоторых видов разрушения деталей и возможности их неразрушающего контроля // Новые технологические процессы и надежность ГТД. М.: ЦИАМ, 2001. - С. 159 - 165.

195. Кузменко М.Л., Михайлов А.Л. Повышение надежности ГТД средствами технической диагностики. М.: ФГУП ЦИАМ, ОАО «НПО «Сатурн», 2002. - 131 с.

196. Михайлов А.Л., Кудрявцев В.Д., Галкин О.В. Особенности расчетной оценки динамических характеристик рабочих колес ГТД. Конверсия в машиностроении, 2000. № 5. - С. 143 - 146.

197. Хориков А.А., Михайлов А.Л. Руководящий документ. Методика проверки вибрационной прочности рабочих колес короткоресурсных ГТД одноразового применения с высокими частотами вращения. Труды ЦИАМ, 2000. Инв. № 2000 - 4945. - С. 1 - 4.

198. УТВЕРЖДАЮ" НА^ЛЫЙЯС ЦИАМ V/ В.СКИБИН 61. 2000г.

199. НАЧАЛЬНИК ПЗ 104 УА/7"^ г. НЕСТЕРОВ 2000Г.1. Инв. № 200 -4S№

200. МЕТОДИКА ПРОВЕРКИ ВИБРАЦИОННОЙ ПРОЧНОСТИ РАБОЧИХ КОЛЕС КОРОТКОРЕСУРСНЫХ ГТД ОДНОРАЗОВОГО ПРИМЕНЕНИЯ С ВЫСОКИМИ ЧАСТОТАМИ ВРАЩЕНИЯ.1. ЦИАМ 2000 г.1. Цель испытаний

201. Оценка вибропрочности рабочих колес без прямого тензометрированияв составе двигателя;

202. Проверка вибропрочности рабочих колес резонансными испытаниями всоставе двигателя.2.0бъект испытаний

203. Режимы испытаний выбираются на основании:

204. Экспериментального определения частот и форм колебаний на лабораторных стендах, аттестованных в соответствии с действующей документацией.

205. Спектрально-корреляционного анализа пульсаций потока вблизи исследуемых ступеней компрессора.

206. Требования к двигателю, стенду и измерительным системам.

207. При отсутствии такой возможности автоматика должна обеспечить установление (регулировку) частоты вращения по нижнему и верхнему пределу допуска на частоту вращения на номинальном и максимальном режиме работы.

208. Обработка результатов и отчетность

209. По результатам испытаний отдел прочности выпускает технический отчет, включающий:особенности сборки;данные о вибрационных характеристиках испытуемых деталей; режимы испытаний, анализ пульсаций потока; материалы дефектации двигателя после испытаний.

210. Критерии оценки результатов расчетного анализа и испытаний

211. Методики проверки вибрационной прочности рабочих колес короткоресурсных ГТД одноразового применения с высокими частотами вращения», инв. № 200 4945 от 25. 02.2000 Г.

212. Данная методика после проведенного апробирования при испытаниях на изделии 64 в 2000 г. признана годной и с 20. 03. 2000 г. внедрена в службе Главного конструктора по малоразмерным ГТД ОАО «Рыбинские моторы».

213. Она позволила путем расчетного анализа методом конечных элементов реализованного в программном пакете ANSYS, оценивать вибрационную прочность рабочих колес ГТД без их прямого тензометрирования в составе двигателя.

214. Подобный подход позволил исключить такие трудоемкие операции как препарация деталей ротора, постановка токосъемника, обработка результатов испытаний.

215. Экономический эффект от внедрения данной методики составляет *> 600000 рублей в год.• ——-т Dypuo П.2001 г.1. Начальник КО «Прочность»

216. Ьм /> л--- Кудрявцев В. Д.24 » V OU 2001 г.opwo М. Л. 2001 г.1. Акт внедрения .рабочей лопатки компрессора изделий ТВД -1500 и РД 600. чертеж № 870100501 - р. л. 1 - ой ступени, вместо 870100701

217. Данное предложение после проведенного испытания на изделиях ТВД 1500 и РД - 600 признано годным и в 1999 г. внедрено в отделе компрессоров ОКБ - 1 ОАО «Рыбинские моторы».

218. Внедрение лопаток компрессора с разгруженной входной кромкой позволило вести эксплуатацию двигателей с размером забоины на входной кромке 0,6 мм вместо 0,1 мм допускаемых ранее.

219. Предложенная конструкция рабочей лопатки повысила эксплуатационную надежность компрессора и приносит экономический эффект 50000 рублей в год.1. H. А.1. JX » 6й/ 2001 г.1. КПрочность»1. Кудрявцев В. Д.1. Vi » О Ц 2001 г.1. Согласовано:

220. Начальник отдела ЦИАМ Главный конструктор

221. U^bti* Б.С. Блинник началы^ГТиР ^ ^ л . ?г А.Л. Михайлов . jf, 2002г.1. Начальник сектора ЦИАМ1. S-- В. В. Жестовский1. Г+Ли* 2002 г.о 0га fe 4 5 л о S с с •>У