Текст
московский
АВИАЦИОННЫЙ
инститыт
В.Г. НЕСТЕРЕНКО
Ю.М. НИКИТИН
КОНСТРУКЦИЯ
И РАСЧЕТ
ОСНОВНЫХ ОПОР
И ВАЛОВ ВРД
МОСКВА • 1999
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АВИАЦИОННЫЙ ИНСТИТУТ
(технический университет)
В.Г. НЕСТЕРЕНКО, Ю.М. НИКИТИН
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ
ОСНОВНЫХ ОПОР И ВАЛОВ ВРД
Учебное пособие
Утверждено
па заседании редсовета
20 марта 1995 г.
Москва
Издательство МАИ
1999
Нестеренко В.Г., Никитин Ю.М. Конструкция и расчет основных
опор и валов ВРД: Учебное пособие. — М: Изд-во МАИ, 1999. —
112 с.: ил.
Рассматриваются многообразие конструктивных схем ГТД,
их особенности, связанные с установкой двигателя на летатель-
ном аппарате, количество и местоположение опор ротора, дей-
ствующие нагрузки, режимы функционирования ЛА, методы
расчета и проектирования подшипников и валов. Представлены
примеры расчетов и конструкций опор и валов некоторых оте-
чественных и иностранных ГТД, указаны их особенности, ма-
териалы деталей, даны рекомендации по точности изготовления.
Пособие предназначено для студентов, изучающих конструк-
цию и проектирование ВРД и выполняющих курсовые и дип-
ломные проекты.
Рецензенты: А.В. Андреев, С.И. Ловинский
ISBN 5-7035-2282-Х
© Московский авиационный институт, 1999
ВВЕДЕНИЕ
В учебном пособии рассмотрены особенности конструктив-
но-схемных решений газогенераторов некоторых современных
ГТД, сгруппированных по видам:
— ТРДДф с малой степенью двухконтурности (АЛ-31ф, РД-
33, Р79В 300, РД-5000);
— ТРДД с большой степенью двухконтурности (£3);
- ТВД (ТВ7-117, М-601).
Оптимизации конструктивно-схемных решений посвящено
ограниченное число работ [1, 7, 16]. (К сожалению, подготов-
ленные авторами схемы двигателей из-за ограничения объема
не вошли в данное пособие.)
Выбор схемы и размеров газовоздушпого тракта, макси-
мальной частоты вращения ротора, местоположения опор и т.д.
относится к задачам системного проектирования двигателя, так
как требует анализа конструкции и параметров всего двигателя.
Отдельные части этой комплексной задачи могут быть решены
в рамках последовательного проектирования компрессора и тур-
бины при условии согласования их параметров по методологии
К. В. Холщевникова [2]. Однако появление новых материалов,
повышение надежности и ресурса современных ГТД, а также
модульность конструкции, сказывающаяся в том, что ресурсы
холодной и горячей части двигателя могут и должны разли-
чаться, разнообразие способов осевой разгрузки ротора, в том
числе и за счет повышения наружного диаметра турбины, про-
ектирование конструкций с роторами КВД и КНД, вращающи-
мися в противоположные стороны, позволяет по-новому подой-
ти к определению максимальной частоты вращения ротора. Не-
обходим второй этап проектирования с детальным расчетом
прочностных характеристик деталей компрессора и турбины и
уточнения на их основе величины nmax. Можно рекомендовать
зависимость для соотношения частот вращения каскадов высо-
3
кого п вд и смежного низкого я нд давлений [1], где коэффициент
6= 3...3,5, т — степень двухконтурности, к- С / С - 1,4
пнд/пвд= 1)/2',('»+ 1) • (1)
Представленные числовые примеры поясняют использова-
ние расчетных алгоритмов и способствуют лучшему усвоению
материала.
В общем задача проектирования опор валов ВРД включает
следующие этапы. На первом — выбор схемы и числа каскадов
турбокомпрессора, количества и положения опор. В [3] пред-
ставлены отдельно конструктивные схемы компрессоров (стр.
64) и турбин (стр. 136). Однако обоснование выбора и место-
положения опор основных валов ГТД требует рассмотрения га-
зогенератора в целом. Особенно важно это тогда, когда уста-
навливается промежуточная опора между валами вентилятора
и турбины, ограничивающая амплитуду прогиба вала вентиля-
тора.
Рассмотрим конкретный пример. Пусть расстояние между
опорами вала вентилятора ГТД будет L- 2950 мм. Вал полый,
его наружный диаметр D= 62 мм, внутренний d= 50 мм. Ис-
пользуем формулу для оценки критических частот вращения
пкр полого стального вала [3, 4]:
пкр= 13,9- 106• — -71+ (d/D)* .
(2)
Получаем, что при выбранных размерах (^кр)1 = 1400 1/мин.
Введем промежуточную опору, и пусть L - 1475 мм, тогда (п кр) =
=7120 1/мин. Следовательно, зная частоту вращения ротора на
режимах работы двигателя, можно в первом приближении оп-
ределить расстояние между опорами, исходя из размеров газо-
воздушного тракта, задаваясь продольными размерами камеры
сгорания [3], выбрав диаметр цапф или вала под подшипник
(по аналогу). Следует отметить, что диаметр цапфы или вала
можно оценить по линейной скорости перемещения тел качения
подшипника. По центровой линии шарика или ролика скорость
V- 50 + 70 м/с [6]. Авторы рекомендуют более высокие значе-
4
ния V= 70-5- 100 м/с исходя из опыта проектирования совре-
менных ГТД.
Подбор подшипников качения осуществляется исходя из
критериев допустимой нагруженности и долговечности. Для
оценки работоспособности подшипника необходимо знать на-
грузки (в том числе реакции в опорах) с учетом их изменения
по режимам. В учебной литературе [4] влияние режимных па-
раметров на несущую способность подшипника и методика их
оценки отсутствуют. Этот пробел восполняет данная работа.
После того, как конструкция разработана — имеется эскиз-
ный чертеж общего вида — осуществляется проверка на проч-
ность валов с учетом всех видов действующего нагружения.
Такая задача в курсах конструкции ГТД не рассматривается,
так как оценка прочности вала отнесена к учебной дисциплине
«Детали машин». Вместе с тем имеется ряд существенных осо-
бенностей, связанных с функционированием ЛА и конструк-
цией валов авиационных двигателей. Необходимо с учетом всех
видов действующих нагрузок и концентраторов напряжений оп-
ределить «опасное сечение» и оценить запас прочности. В учеб-
ной литературе [3, 6] не рассмотрен расчет вала винта ТВД и
цапф ротора компрессора переменного сечения. Эти материалы
также представлены в данном учебном пособии.
Большую сложность у студентов вызывает определение ги-
роскопического момента, так как для этого необходимо подсчи-
тать полярный момент инерции ротора и задаться угловой ско-
ростью ЛА:
Л/гвр=/рcousin а, (3)
где Jp — момент инерции ротора относительно оси вращения [6].
Величина угловой скорости Q с вращения самолета зависит
от вида маневра.
В случае маневра в вертикальной плоскости ("кобра” и т.д.):
где р — угол между вектором силы веса ЛА и вектором центро-
бежной силы, при р= 0; cos р= 1; V — скорость криволинейного
полета; к — коэффициент перегрузки (для истребителей 6-5-9,
5
бомбардировщиков 4+6, пассажирских ЛА — 2+ 4); = 0,3+ 0,5
1/с и задается в ТЗ на проект.
При маневре в горизонтальной плоскости (вираж)
1/V, (5)
где скорость V= Vr п и Vr п — скорость горизонтального полета.
Второй величиной , обычно не учитываемой в учебных про-
ектах при оценке прочности вала, является дополнительная цен-
тробежная сила вращающихся частей двигателя, возникающая
при криволинейном полете самолета, которая называется цент-
робежной силой осевой перегрузки Рц:
pn=Gk„, (6)
где G — сила веса ротора; кп — указанный выше коэффициент
перегрузки.
Осевые силы на ротор ГТД следует учитывать при оценке
работоспособности подшипников. Сами величины осевых сил,
способы разгрузки роторов подробно описаны в работах [3, 8].
Следует рассмотреть все режимы функционирования ЛА, осо-
бенно для военных ЛА режим максимальных газовых сил
Н= 0; Мп= 1,2 (прорыв зоны ПВО). Кроме того, при тормо-
жении или разгоне самолета возникает осевая сила инерции:
PH.oc=(2+3)G- (7)
где G — сила веса ротора (всего ротора двигателя, а не отдельно
ротора компрессора или турбины).
Типовые режимы работы ТРДДф и ТВД, а также реко-
мендации по выбору подшипников качения представлены в [9].
В [10, 11] представлено большое число примеров конструк-
ций опор современных ГТД. По конструкции и расчету уплот-
нений валов можно рекомендовать [12]. Вместе с тем в учебной
литературе практически полностью отсутствуют данные макси-
мальной реальной нагруженности основных деталей современных
ГТД, связанные с частотой вращения ротора, газовыми и темпе-
ратурными нагрузками и т.д. при изменении режимов работы
двигателя. Такие данные необходимы студентам для сопоставле-
ния как запасов прочности, так и других прочностных характе-
6
ристик выполненных конструкций и результатов, получаемых
ими в курсовом и дипломном проектировании [17].
По мнению авторов, особенно полезны студентам имеющи-
еся в пособии фактические материалы по результатам оценки
прочности ряда современных ГТД, отличающихся высоким
уровнем конструктивного совершенства (ТРДДф, ТРДД и
ТВД).
Остановимся еще на следующих обстоятельствах. Расчетная
оценка максимальной частоты вращения ротора является слож-
ной комплексной задачей, в которой должна учитываться и оп-
тимальная система регулирования двигателя. Например в дви-
гателе РД-33 реализована так называемая «тепловая раскрутка»
ротора, заключающаяся в том, что взлете п = max, а темпера-
тура / г уменьшена; на высотном режиме частота вращения
ротора п снижена, величина же Т* возросла до предельных
значений [13]. Рост Т* объясняется также увеличением <70ХЛ
через лопатку рабочего колеса из-за особенностей системы ох-
лаждения. Исследование оптимальных частот вращения ротора
выходит за рамки данной работы, хотя этим должна начинаться
(проектировочный расчет) и завершаться (поверочный расчет)
задача проектирования опор и валов ГТД.
Одной из наиболее важных проблем перспективного двига-
телестроения является создание двигателя малой массы с малым
числом ступеней, так как уменьшение стоимости требует сни-
жения количества деталей. Если рассматривать сопоставление
масс двигателей с разным числом опор, то нельзя ограничи-
ваться понятием «сухой» или «поставочной» массы, так как
двигатель с большим числом опор требует также дополнитель-
ного количества масла для охлаждения и смазки.
Проведенные в отрасли работы показывают, что создание
широкохордных сверхзвуковых ступеней компрессора не позво-
ляет уменьшить расстояние между опорами, несмотря на общее
снижение числа ступеней при неизменной степени сжатия ком-
прессора, так как ею определяется эффективность и параметры
термодинамического цикла. Вместе с тем, имеется много задач,
требующих комплексного решения, например, возможность вве-
дения нескольких консольных ступеней компрессора и сокра-
щение диаметральных размеров обода диска и т.д.
7
Таким образом, данная работа должна рассматриваться в
комплексе ряда методических исследований, посвященных оп-
тимизации облика и схемно-конструктивных решений современ-
ных ГТД и ее необходимо продолжить. Авторы будут благодар-
ны за все замечания и предложения по содержанию рассмот-
ренных в учебном пособии вопросов.
1. СХЕМЫ ГТД, ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ.
ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ РОТОРА
1.1. ТРДДф с малой степенью двухконтурности
для ЛА военного назначения
В данном разделе рассмотрены отличительные особенности
схем и параметров роторов военных ТРДДф 4-го и 5-го поко-
лений.
Двигатель РД-33 [13, 23] устанавливается на легком истреби-
теле МИГ-29 и выполнен по схеме zк = 4+ 9, zT= 1+ 1 (см.
рис. 1* [22]). Степень сжатия вентилятора л*ент=3,15, 7
(п*к = 22,1), максимальная температура газа на взлетном режиме
Тг= 1530 К, Т* = 2000К. Полная форсажная тяга 83 кН,
CR = 0,209 кг/Н • ч, расход воздуха (Gz) = 77 кг/с, малая сте-
ф
пень двухконтурности пг= 0,5. Расчетное число оборотов роторов
при взлете — (л вент) тах = 10200 1/мин (100%), (лк)тах = 14500
1/мин при температуре входа в двигатель Т*= 288 К. Программа
регулирования схожа с двигателем ДЗО ФС: в процессе разгона
(п. ) уменьшается, а Т* повышается. Это называется «тепловой
раскруткой» двигателя. При (Г’оздуха) вх = 320 К Т*= 1640 К, а
при (воздуха) вх=443 к 7>1670 К. На высоте Н= 13 км
Мп= 2,15-i- 2,2 и 7?= 70 кН, удельный расход топлива СR = 0,243
Ф
кг/Н • ч. Аэродинамическая характеристика турбокомпрессора:
* Все рисунки, упоминаемые в данной работе, представлены в [22].
8
четырехступенчатый вентилятор — трансзвуковой; девятиступенчатый
компрессор — дозвуковой, Т| к в = 0,85. Первая ступень турбины вы-
соконагруженная: я*г = 3,0; (^са)Корня= ^с.а)ср = V5; высо-
та рабочей лопатки турбины ВД — 50 мм. Схема двигателя и
ротора ВД показана на рис. 1 и в [22]. Конструктивная схема
турбины — на рис. 3 [22].
Характеристики и местоположение опор. Ротор вентилятора
установлен на трех подшипниках: передний роликоподшип-
ник, 78 х 122 х 22 мм, установлен на цапфе из ВТ-9 (у цапфы
d
-Q- 0,88); на задней цапфе вентилятора находится радиально-
упорный шарикоподшипник 108х 168 х 28мм (у цапфы
d
0,92). Задняя опора ротора располагается под диском второй
ступени турбины, размеры роликоподшипника 110 х 140 х 19 мм.
Роликоподшипник ТНД 56 х 100 х 22 мм установлен на упру-
гие маслодемпфирующие кольца на внутреннем диаметре цапфы
опоры. Передняя опора КВД также имеет демпфирующие коль-
ца Аллисона, установленные по наружному диаметру подшип-
ника 126 х 196 х 32, расположенного на цапфе диска третьей
ступени КВД. Два первых диска — консольны.
Особенностью схемы охлаждения является то, что лопатка
первой ступени рабочего колеса турбины охлаждается воздухом,
отбираемым за пятой ступенью компрессора. Если температура
воздуха увеличивается с ростом М п, то при Пфиз= const
р _
л уменьшается и отношение также уменьшается. Перепад
Рк
давлений охлаждающего воздуха внутри лопатки и газа за сту-
пенью турбины увеличивается, поэтому увеличивается А£охл-
В случае отбора воздуха на охлаждение за компрессором пе-
репад (rc03Gi)BO3A= const- Улучшение охлаждения за счет роста
&GOXJ1 позволяет компенсировать примерно половину «тепловой
раскрутки» двигателя.
Иностранным аналогом данного двигателя является ТРДДф
F-404 (GE- 400) - R ф = 82 кН, т = 0,37, лк = 27, 7^= 1700 К,
G в= 71,9 кг/с. Схема двигателя: компрессор 3+7; турбина
9
1 + 1 . Двигатель имеет три силовых корпуса, три опоры и че-
тыре подшипника.
Двигатель АЛ-31ф выполнен по схеме, аналогичной РД-33,
однако имеются отличия, связанные с модульностью конструк-
ции и режимами эксплуатации. В одной из последних модифи-
каций этого двигателя АЛ-31ФН с нижним расположением ко-
робки агрегатов тяга двигателя на взлетном форсажном режиме
Яф= 125 кН, масса 1538 кг, длина 5 м, диаметр входа 0,91 м.
Двигатель эксплуатируется в широком диапазоне высот и ско-
ростей полета. Конструктивные особенности этого двигателя и
его схема подробно представлены в [10]. Степень повышения
давления в компрессоре = 23. Одной из наиболее слож-
ных проблем в обеспечении надежности и долговечности работы
двигателя является работоспособность промежуточного ролико-
подшипника опоры турбины ВД (см. рис. 4 [22]). Сложности
эффективного охлаждения из-за затруднений в подводе масла
в условиях, когда вращаются внутренний и наружный валы
опоры, а также разница в температурах наружного и внутрен-
него колец приводят к увеличению в рабочих условиях ради-
ального зазора в подшипнике и способствуют его повышенному
износу. С этой точки зрения более оптимальной является схема
с раздельными опорами [11, рис. 4.6 -ь 4.8], реализованная в
изделии Р-79В 300 и описанная в работе [24, разд. 2.1.4.]
Основные параметры двигателя приведены в табл. 1. Схема
компрессора: zK = 4+ 9, схема турбины zT= 1+ 1.
PW= 5000 (YF-119). ТРДДф без смесителя в форсажной
камере и с плоским поворотным соплом, схема двигателя — с
противоположным вращением роторов [25]. Двигатель имеет
G
высокую лобовую производительность G k=-р—=67,2----------
ВХ с м z
некоторые режимы работы представлены в табл. 2. Схема ком-
прессора z к= 2+ 5.
В вентиляторе две сверхзвуковые широкохордные ступени,
Т) = 0,84. Большие окружные скорости приводят к повышен-
иым напряжениям от центробежных сил, что несколько ском-
пенсировано увеличенными осевыми скоростями (X 1а) j = 0,69 и
1а) II= 0>54.
10
Таблица 1
Параметр Режим
Взлетный Крейсерский Мах форсаж (сверхзвуковой)
Н, км/Рн, МПа 0/0,101 11,0/0,0227 15,0/0,0121 0/0,101
ми 0 0,8 2,35 1,184
‘с +15’ -56’ -56’ +15’
R, кН 122,6 12,75 67,6 154
«?.,)"₽’ кг/с 111,5 95,7 71,5 88,4
т 0,57 0,642 0,927 0,773
1 П К.Н.Д. 3,54 2,88 2,1 2,62
Я к.в.д. 6,46 6,21 4,55 5,4
Т'г, к 1665 1193 1685 1665
С кг/Н ч «у** 0,195 0,090 0,230 0,248
Таблица 2
Я, км 0 11 и «вепт 4/мин 14500
мп 0 0,8 2,0 Л ад 0,84
кг/с 110,6 28,9 122,3 U (bohi) ’ м/с 670
* Яв 4,61 2,98 3,0 ^„СТ’ М/С 520
т 0,3 0,42 0,66 <1 2,32
26 15,2 15,2 Я вП 2,14
Тг, К 1780 — 1880 D j, мм 880
яф, кн 145 133 d j 0,386
R без форсажа, кН 98,43 — 60,8 D j, мм 788
0,612
И
Параметры компрессора высокого давления даны в табл. 3.
Таблица 3
КВД Я= 0, М= 0 Н= 11км 2ИП= 0,8 Я= ...Мп= 2,0
6В, кг/с 86,1 20,4 73,9
11 к 5,63 5,09 5,05
п %, 1/мин 17000 14000 17700
г;,, к 477 348 558
Количество ступеней в компрессоре z=5, наружный диа-
метр на входе в КВД Dк = 0,53 м, на выходе - D к = 0,5 м,
d вт = 0,633.
В двигателе существенно повышена жесткость конструкции
корпусов и ротора путем сокращения числа разъемов и допол-
нительного оребрения. Ввод дополнительно к радиально-упор-
ному шариковому роликового подшипника в передней опоре
(см. рис. 5 [22]) обеспечивает строгую концентричность ротора
и статора, параллельность их осей в эксплуатации.
В сдвоенной опоре шарикоподшипник устанавливается с за-
зором по наружному диаметру корпуса подшипника и несет
только осевую нагрузку. Роликоподшипник устанавливается с
переходной посадкой в своем корпусе. Тогда первый воспри-
нимает радиальную нагрузку от действующих усилий, второй
— только осевую.
Важно также отметить, что число деталей, например, по
сравнению с F100PW, уменьшено ~ на 50%.
На рис. 6 [22] для сравнения показан турбокомпрессор од-
ного из современных перспективных ТРДДф большей размер-
ности. Его схема z к= 2+ 5, z т= 1 + 1, расход воздуха при
11= 0, М= 0 (Сг )= 142,7 кг/с, наружный диаметр вентилято-
pa Di= 1030 мм (dBT= 0,469) ^к(Вент1)= 577 м/с, с двумя
сверхзвуковыми ступенями вентилятора я*= 4,57 (2,2- 2,08), с
малой степенью двухконтурности т= 0,3 и п*к = 30. Темпера-
12
тура газа на взлетном режиме Т*= 1800 К. На высоте при
Мп= 2 она увеличивается до Т*= 1900 К. На второй ступени
вентилятора (^1)ц = 1018 мм и (Uк) ц500 м/с. Коэффициент
полезного действия компрессора цад=0,84. Осевые скорости:
<Л1«) 1 = 0,7 и (Х1а) Н= 0,55, коэффициент теоретического напора
(Лт)!= 0,26 и (Ят)п= 0,35.
Отличительной особенностью представленной схемы по
сравнению с РД-5000 является традиционное наличие межваль-
пого подшипника, способствующего снижению массы ротора.
Следует отметить наличие двух разгрузочных полостей за
компрессором — низкого и высокого давлений. Воздух из по-
лости Р2 подводится для охлаждения в полость соплового ап-
парата второй ступени турбины и, таким образом, утилизиру-
ется. Параметры уплотнений и относительные величины раз-
грузки Р р/ Р к для сравнения двух двигателей — АЛ31ф и рас-
сматриваемого изделия — даны в [22, табл. 1].
ТРДДф Р79В-300. Подъемно-маршевый турбореактивный
двухконтурный двухвальный двигатель. Вентилятор трехступен-
чатый, тс* = 3,4. Ротор барабанно-дисковой конструкции распо-
ложен консольно относительно опор. Крутящий момент от вала
передается через шлицы, выполненные на ступице диска второй
ступени вентилятора. Передняя опора ротора состоит из роли-
коподшипника, расположенного за диском второй ступени, и
корпуса. Задняя опора ротора состоит из радиально-упорного
шарикоподшипника, закрепленного в корпусе центрального
привода и посаженного на переходную втулку, обеспечивающую
раздельное крепление хвостовика вала вентилятора и вала его
турбины. Корпус вентилятора титановый, с горизонтальным
разъемом.
Турбина вентилятора состоит из двухступенчатого ротора и
статора. Задняя опора турбины вентилятора выполнена с не-
подвижным внутренним кольцом роликоподшипника и враща-
ющимся наружным кольцом, установленным во втулке, закреп-
ленной на валу тнд.
КВД одиннадцатиступенчатый, л^- = 7,4. Имеется отбор воз-
духа на охлаждение турбины и самолетные нужды за шестой
13
ступенью и за одиннадцатой — на охлаждение турбины и про-
дувку роторов. ВНА и два первых СЛ — регулируемые. Ротор
компрессора барабанно-дисковой конструкции изготовлен из ти-
танового сплава электронно-лучевой сваркой. Передней опорой
служит радиально-упорный шарикоподшипник, расположенный
в промежуточном корпусе средней опоры. На хвостовике задней
цапфы компрессора перед диском первой ступени газогенератора
установлена опора с роликоподшипником и радиально-контакт-
ным двухрядным уплотнением. Статор КВД состоит из корпусов
4+8 и 9+13 ступеней и коллектора отбора воздуха, корпуса
изготовлены из титанового сплава и имеют горизонтальный
разъем. Схема газогенератора показана на рис. 7 [22].
Силовые корпуса газогенератора характеризуются двойной ра-
зомкнутой силовой связью компрессора и турбины. Соединение
корпусов компрессора и турбины осуществляется внешней связью
с помощью корпуса камеры сгорания, а корпус подшипника тур-
бины имеет внутреннюю связь с корпусом компрессора через по-
лые силовые стойки, через которые осуществляется разгрузка за-
компрессорной полости. Основной пояс подвески всего изделия
расположен на среднем корпусе (переднем для газогенератора).
Критические числа частот вращения ротора газогенератора:
на жестких опорах (п кр) = 11100 1/мип; (п кр)2= 22720 1/мин.
Запас по («кр)“ \ - 1,016 и К 2- 2,089;
1 я
па упругой задней опоре — = 11,1825 • 10 ; (п ) . = 4750 1/мин;
с рк
(пкр)2 = 18024 Vmhh; = 0,44 и К2= 2,079.
Следовательно, введение упругой передней опоры ТВД не-
обходимо.
Определение максимальных частот вращения роторов изделия
Р79В-300 по методике согласования параметров компрессора и
турбины К.В. Холщевникова. При определении частот враще-
ния роторов ГТД по методике К.В. Холщевникова необходимо
задаваться окружной скоростью Uк компрессора, его коэффи-
циентом G к производительности и скоростью газа X т за турби-
ной. Тогда на основании проверки прочности по корневому се-
чению лопатки турбины вычисляется допустимая частота вра-
щения ротора. В ряде конструкций наружный диаметр тур-
бины существенно отличается от диаметра компрессора. На-
14
770
пример: при m = 7,1 в трехвальном ТРДД Д-18Т р—= 0.8;
т
1109 ллго 2348 л „
И64= 0’^53; 1,7 для каскадов высокого,
ний и вентилятора соответственно. При т- 0,6
к
среднего давле-
в двухвальном
ТРДДф Ал-31ф
= 0,8 и
к
В отличие от
= 1,12.
Л.д
приведенных выше примеров турбина двигателя Р79В-300
«низкорасположенная», двухступенчатая в обоих каскадах —
высокого и низкого давления. Если определять параметр
т
т
к
р— по наружным диаметрам первой ступени каскада комп-
т
рессора и последней ступени турбины (в данном случае второй
к
ступени в ТНД и ТВД), то
т
= 0,98 и
Л.д
к
= 1,345.
т
Л1.Д
В компрессоре и турбине газогенератора максимальные на-
пряжения:
— (материал рабочей лопатки 1-й ступени компрессора
ВТЗ-1) ор= 141 МПа, оизг= 34,8 МПа, /тах= 251° С, одл= 890
МПа, nz= 205 МПа и Ат = 4,33;
— (материал рабочей лопатки 2-й ступени турбины комп-
рессора ВЖЛ-12У; t max. — корневое сечение 750° С, среднее се-
чение — 880е С) в коре — (crn)rn_v= 235 МПа, о„ = —36 МПа,
* Р U1HX Hol
адл= 693 МПа, (Хт)экв= 1,64, Кв= 2,56.
В рабочей лопатке 1-й ступени турбины компрессора в корне-
вом сечении t = 894° С, (ojmax = 145 МПа, а = -22 МПа,
ап = 406 МПа и (К') = 1,8; Кh= 2,54, т.е. очень близко к
запасам по второй ступени турбины. В среднем сечении лопатки
рабочею колеса первой ступени турбины ^тах = 1037° С,
(ТдЛ= 157 МПа, (<з?)тах= ИЗ МПа, Кь= 2,32. При температуре
воздуха за компрессором на взлетном режиме 0ОХЛ)В= 820 К по-
требные глубины охлаждения в среднем сечении рабочего
колеса первой ступени турбины 0 =
1569- 1300
1569- 818
0,36.
15
Представляет интерес сравнение представленных результа-
тов прочностных расчетов с расчетами по рекомендациям [2].
Результаты согласования вентилятора и газогенератора с ис-
пользованием параметра К.В. Холщевникова показывают, что
при корректировке данных по прочности материалов и требуе-
мой интенсивности охлаждения получаются весьма близкие к
фактическим величинам значения максимальных частот враще-
ния роторов ВД и НД.
В данном расчете температура лопатки определена без учета
наличия закручивающей решетки перед диском 1-й ступени тур-
бины.
1.2. ТРДД с большой степенью двухконтурности
для гражданских ЛА
Наибольшая степень двухконтурности в отечественных ТРДД
имеется у двигателя Д18Т — zn= 7,1, аналогом которого является
английский двигатель RB-211. Оба двигателя имеют трехвальную кон-
струкцию и широко описаны в технической и учебной литературе.
В данной работе рассмотрен проектный вариант энергети-
О
чески эффективного двигателя Е , осуществленного фирмами
«Пратт-Уитни» и «Дженерал Электрик».
Схема двигателя показана на рис. 1. Воздух подается на
вход к широкохордным безбандажным лопаткам вентилятора.
87 % расхода воздуха поступает во внешний контур двигателя.
Степень двухконтурности m — 6,5. Другая часть поступает в
четырехступенчатый компрессор низкого давления (подпорные
ступени) и далее через переходной канал — в десятиступенча-
тый КВД. Общая степень повышений давления п # = 38,6
(2,76 х 14). Температура газа перед турбиной на режиме взлета
Я= О, О (7\)тах= 1708 К.
Диаметр диска с лопатками вентилятора составляет 2,2 м,
(^/f)l= 460 м/с, d вт= 0,34 и G в= 210 кг/с - м Степень по-
вышения давления на периферии вентилятора — 1,74. Четы-
рехступенчатый компрессор спроектирован на степень повыше-
ния давления равную 1,77 при (&пр)нц= 64,9 кг/с. Сваренный
электронным лучом ротор барабанного типа прикреплен флан-
цем к диску вентилятора.
16
Рис. 1. Схема ТРДД Е3 PW Г zK =
(1+4)+10; zT= (1+4)1
Десятистуиенчатый компрессор высокого давления имеет
расчетную степень повышения давления = 14 при окружной
скорости на периферии £7^=408 м/с Gnp= 40 кг/с. Для за-
щиты от помпажа в канал внешнего контура введена система
перепуска воздуха на выходе из компрессора НД. Четыре пе-
редние ступени КВД имеют регулируемые НА.
Промежуточный корпус компрессора включает 11 титано-
вых стоек, которые проходят через проточные части газогене-
ратора и вентилятора. Узел воспринимает нагрузки: на подшип-
ники, на корпуса компрессоров НД и ВД, канале вентилятора,
усилия от сил от давления и моментов на воздухозаборнике.
На последних ступенях компрессора и в турбине применена
система активного управления радиальными зазорами.
Роторы низкого и высокого давлений вращаются в проти-
воположные стороны, что дает возможность уменьшить угол по-
ворота потока в лопатках первого СА турбины низкого давле-
ния (поворот потока Да= 13° вместо Да= 100° при одинаковом
направлении вращения рабочего колеса и большой закруткой
газа за первой ступенью турбины - Да = 37е).
Турбина двигателя выполнена по схеме zT- 1+4. Имеется
переходной трубопровод к турбине низкого давления, который
входит в опорную раму блока роликоподшипников ТВД и ТНД.
В этот блок входит 14 стоек, а стенки проточной части проме-
жуточного корпуса состоят из 14 сегментов из монокристалли-
ческого никелевого сплава. Стойки охлаждаются воздухом, от-
бираемым за 10-й ступенью компрессора.
Степень расширения газа в ТВД на крейсерском режиме
4,03; и/Сал= 0,56; (U) периф= 527 м/с.
В ТНД температура газа на входе Тг= 1100 К, 6'г= 35,7
кг/с, Р’х = 0,324 МПа и степень расширения газа (7Cj,)z = 5,6
Zu
rn= 0,47, коэффициент нагрузки А = 2,26.
р иz
Двигатель спроектирован с двумя параллельно работающи-
ми отсеками. Каждый отсек имеет свою систему маслоподачи,
отсоса масла и суфлирования. Отличительной особенностью дви-
гателя является то, что два ротора НД и ВД имеют самостоя-
тельные опоры, что позволяет упростить проблему замены про-
18
межуточных подшипников при отказе. Двухопорная система
корпусов с пятью подшипниковыми узлами дает возможность
применить шесть масляных лабиринтных уплотнений в отсеках
и четыре лабиринтных воздушных уплотнения.
1.3. Турбовинтовые двигатели
Схемы современных турбовинтовых двигателей (ТВД) отли-
чаются большим разнообразием, связанным с отличиями в ме-
стоположении винта — спереди- или сзади двигателя, по его
оси, или смещенного относительно оси ГТД. В данной работе
рассмотрены схемы двух ТВД (см. рис. 9 и 10 в [22]): ТВ7-117
и М-601, отличающихся местоположением входа воздуха в дви-
гатель. В ТВД М-601 реализована так называемая «обратная»
схема газоьоздушного тракта: воздух подводится к хвостовой
части двигателя и через поворотный кольцевой канал поступает
в осецентробежный компрессор (в ТВД М-602 вместо осецент-
робежного, как у М-601, установлено два центробежных комп-
рессора), далее, через поворотную камеру сгорания, в турбину
компрессора и «свободную» турбину винта. Благодаря такой
схеме решаются две задачи: снижается попадание посторонних
предметов на вход в компрессор и второе, главное — короткий
вал свободной турбины непосредственно соединяется с редук-
тором винта, а не проходит через весь газогенератор двигателя,
как это имеет место при обычной «прямой» схеме.
На рис. 11 в [22] представлена конструктивная схема сво-
бодной турбины винта двигателя АЛ-34, расположенной в пе-
редней части двигателя, как и в двигателе М-601, и отличаю-
щейся тем, что винт смещен относительно двигателя. Диски
двухступенчатой турбины соединены между собой шлицами для
передачи крутящего момента и центральным стяжным болтом.
Вал турбины соединен с диском стандартным вильчатым сое-
динением с радиальными штифтами.
Двигатель ТВ7-117 представляет большой интерес для изу-
чения и подробно рассмотрен ниже.
Основные данные, характеристики и особенности схемы дви-
гателя ТВ7-117. При изучении конструкции и параметров дви-
гателя необходимо анализировать целесообразность того или
иного решения, выявлять типовые и оригинальные элементы.
19
Турбовинтовой двигатель ТВ7-117 предназначен для эксплу-
атации в составе СУ самолета ИЛ-114 и имеет следующие ха-
рактеристики:
— на взлетном режиме мощность 2500 л.с. (1840 кВт); рас-
ход воздуха — 8,5 кг/с; 16; Т*= 1500 К; удельный расход
топлива Се= 297 г/кВт; частоты вращения ротора турбокомп-
рессора п= 29200 1/мин (96,5%), ротора свободной турбины
п = 17500 1/мин (100%);-
— на крейсерском режиме (Я= 6 км, V= 500 кг/ч) мощ-
ность - 1800 л.с. (1325 кВт); Т* = 1430 К; Се = 333,5 г/кВт.
Сухая масса двигателя 480 кг, удельная масса у= 0,259 кг/кВт;
габариты: ширина 940 мм, высота — 880 мм, длина — 2140 мм.
Двигатель состоит из газогенератора, свободной турбины
и привода воздушного винта. Частота вращения переднего тя-
нущего шестилопастного воздушного винта изменяемого шага
п = 1200 1/мин.
При эксплуатации от двигателя производится отбор воздуха
на системы кондиционирования самолета (СКВ), а также для
предотвращения обледенения входного устройства самолета и
двигателя (ПОС), что приводит к падению его мощности —
около 10% — и некоторому увеличению расхода топлива —
примерно на 3%. Кроме того, отбирается мощность от вала
турбокомпрессора на нижнюю коробку приводов и от вала сво-
бодной турбины — на верхнюю коробку приводов. Двигатель
спроектирован на большой ресурс — 20000 ч (полный назна-
ченный, который требует подтверждения в условиях эксплуата-
ции) и имеет развитую систему контроля и раннего обнаруже-
ния дефектов, низкий уровень выброса вредных веществ.
Особенности схемы двигателя (рис. 2):
— входной канал в сочетании с вращающимися лопастями
винта предположительно является сепаратором, защищающим
проточную часть двигателя от посторонних частиц. Следует от-
метить, что в ряде вертолетных вариантов ТВД — ТВД 1500
РКБМ, RTM 322 Роллс-Ройс и т.д. — на входе установлен
специальный сепаратор, предотвращающий попадание частиц
песка на вход в компрессор двигателя и способствующий про-
длению их ресурса;
20
о фо
Рис. 2. Схема ТВД ТВ7-117
— компрессор — комбинированный, имеет 5 осевых и 1
центробежную ступень. ВНА и НА 1-й и 2-й ступеней регули-
руемые. Аналоги — PW100, М602 фирмы «Вальтер» — имеют
примерно ту же степень сжатия и только две центробежные
ступени, что существенно уменьшает количество деталей и по-
вышает надежность двигателя;
— камера сгорания — жаровая труба кольцевая, противо-
точная с одиночными двухконтурными двухсопловыми центро-
бежными форсунками. Схема с поворотом потока традиционна
для современных малоразмерных ГТД и сокращает осевую дли-
ну ротора;
— турбина компрессора — осевая двухступенчатая с охлаж-
даемыми сопловыми и рабочими лопатками обеих ступеней;
— свободная турбина — осевая двухступенчатая с веохлаж-
даемыми рабочими и сопловыми лопатками;
— выходное устройство состоит из наружного корпуса и
кока диффузора, установленного на обтекаемых стойках;
— привод воздушного винта — редуктор соосный с переда-
точным числом i- 14,58, выполненный по схеме планетарного
дифференциального механизма замкнутого типа.
Технологические модули: редуктор, входное устройство, цен-
тральный привод, нижняя и верхняя коробки приводов, осевой
компрессор, центробежный компрессор вместе с камерой сгора-
ния и турбиной высокого давления, свободная турбина, выход-
ное устройство — всего 9 модулей.
Система управления двигателем электронно-механическая.
Основная — электронная цифровая двухканальная с полным
дублированием функций. Резервная — упрощенная гидромеха-
ническая.
На базе двигателя ТВ7-117 разрабатываются ГТД для пас-
сажирского вертолета, ТРДД для легких самолетов различного
назначения, ГТД для судовых установок, ГТД для автономных
энергетических станций. Это свойственно большинству совре-
менных ТВД и ТРДД, например, НК-12 (НК-12СТ), Д-36, (Д-136,
Д-236) и др.
Из-за выбранной схемы двигателя и «противоположного»
расположения свободной турбины и воздушного винта имеет
место большая протяженность составного вала свободной тур-
бины и необходимость установки промежуточного роликопод-
22
шипника. Относительная длина вала -j = 1085/72 — 15, ролико-
подшипник делит расстояние между опорами примерно пополам
11= 565 мм, Z 2= 520, ZE= 1085 мм.
Промежуточный подшипник во многих двигателях является
«слабым» звеном из-за трудностей в подводе и отводе масла к
нему. Известны ряд конструкций — PW-100 Пратт-Уитни, ТВ-0-
200 ММ3 «Союз», М601 Вальтер; АЛ-34, где реализована так
называемая «обратная схема», при которой движение воздуха и
газа осуществляется в направлении, обратном полету. В этом слу-
чае свободная турбина располагается рядом с редуктором, а вы-
хлопной патрубок обеспечивает поворот выхлопных газов на 180°.
Основные узлы и системы ТВ7-117
Редуктор — масса 114,5 кг (24% от массы двигателя). Ки-
нематическая схема двухступенчатого планетаркого замкнутого
редуктора показана на рис. 3, где обозначено: 1, 2, 3, 4 —
подшипники основных опор газогенератора и свободной турби-
ны; 5 — межвальный подшипник; 6, 7, 8, 9 — подшипники
опор колес для отборов мощности от валов двигателя; 10, 11,
12, 13, — подшипники опор шлицевых передач на верхнюю и
нижнюю коробку приводов; 14 — 18 — подшипники опор ре-
дуктора винта,19, 20 — опоры измерителя крутящего момента;
(1) — (10а) — шестерни редуктора. Схема включает шестерни
планетарной ступени, шестерни ступени перебора, механизм из-
мерителя крутящего момента. В процессе изучения конструкции
редуктора необходимо составить силовую схему, где следует
указать местоположение опор качения на каждую ступень пе-
ребора, а также выявить силовые связи вала винта с корпусом,
маслоперепускную втулку, коллектор и ступицу измерителя
крутящего момента, обратить внимание на конфигурацию води-
ла. Передаточное число редуктора определяется по формуле
Таким образом, применение в данной схеме принципа мно-
гопоточности исключает нагружение звеньев редуктора, как это
имеет место в случае применения одноступенчатой схемы пла-
23
Рис. 3. Кинематическая схема ТВД (ТВ7-117)
нетарного редуктора с двухвенечными стателлитами. Этим так-
же объясняются и существенно меньшие габаритные размеры.
На корпус редуктора передается крутящий момент 7Икр,
равный по абсолютной величине разности крутящих моментов
винта и ведущего вала редуктора:
MKp?M„-Mp=Mp(i- 1)... (9)
Мощность редуктора определяется по формуле
/Ур=2яЛ/рп, (10)
где п — частота вращения ротора свободной турбины, 1/с.
Центральный привод предназначен для отбора и передачи
мощности:
— от вала газогенератора на нижнюю коробку приводов,
обеспечивающую работу топливных насосов НР-65, НП-65,
ДЦН-104, маслоагрегата, датчика тахометра и автономного ге-
нератора ЛГ-0,25Д;
— от вала свободной турбины на верхнюю коробку приво-
дов, обеспечивающую работу самолетных агрегатов регулятора
винта РСВ-34, генератора ГТ40П48В, датчика тахометра, цент-
робежного суфлера, тормоза винта.
При изучении конструкции верхнего ЦКП следует обратить
внимание на изменение конструкции ведомой шестерни в про-
цессе доводки изделия: ступица и полотно профиля поперечного
сечения шестерни существенно увеличились, введено упругое
кольцо в связи с выявленными дефектами — усталостными тре-
щинами. В остальном конструкция достаточно традиционна для
ЛНПО им. Климова и аналогична конструкции ЦКП РД-33.
Связь верхнего ЦКП с ротором компрессора осуществляется че-
рез гибкую шлицевую втулку, каждая Ведущая шестерня имеет
по две опоры — шариковый и роликовый подшипники.
Роторы и статоры газогенератора ТВ7-117. Ротор газоге-
нератора трехопорный составной и включает ротор осевого ком-
прессора, установленный на переднем шариковом и заднем ро-
ликовом подшипниках, и центробежное колесо, связанное ко-
ротким валом с ротором двухступенчатой турбины компрессора,
за которым располагается задняя опора турбины компрессора
с роликовым подшипником, не позволяющая овализироваться
корпусу над рабочими лопатками. Конструкция ротора осевого
компрессора барабанно-дискового типа, диски всех пяти ступе-
25
ней соединены сварным барабаном. Ступица переднего диска
первой ступени выполнена с ним за одно целое, диск пятой
ступени болтовым соединением связан со специальным диском,
на котором расположено радиальное уплотнение, и задней цап
фой.
При изучении конструкции газогенератора следует ответить
на следующие вопросы:
— для соединения лопаток с диском выбрана конструкция
тина «ласточкин хвост». Укажите преимущества и недостатки
соединения «кольцевой паз». Может ли оно быть здесь реали-
зовано аналогично роторам ТВЗ-117, РД-33, АЛ-31?
— лопатки направляющего аппарата не консольны, поэтому
и проточная часть по корню лопаток имеет «карманы». Как это
связано с КПД компрессора, конструкцией и креплением на-
правляющих лопаток?
— соединение центробежного колеса и задней цапфы ком
прессора имеет шлицы, сцентрированные по двум цилиндриче-
ским пояскам, и стяжной болт с дифференциальной резьбой.
Приведите примеры аналогичных конструкций из [10, 11, 15];
— диск компрессора соединен с валом турбины вильчатой
конструкцией с центровкой по наружной поверхности. Укажите
варианты такого соединения, отраслевой стандарт;
— болтовое соединение дисков турбины компрессора имеет
призонные участки. Сравните с конструкцией болтового соеди-
нения дисков турбины Д18Т [И, с. 9];
— передача крутящего момента от диска к валу осуществ-
ляется по торцевым шлицам, как реализовано их уплотнение.
Сравните с конструкцией ротора турбины ТВ2-117 [1, с. 22];
— диски турбины составные, на покрывных дисках выпол-
нены лопатки. Объясните, зачем это сделано и как подводится
охлаждающий воздух к рабочим лопаткам.
Статор газогенератора составной и включает: переднюю опо-
ру с силовыми стойками и системой уплотнений, корпус осевого
компрессора, имеющий горизонтальный разъем и состоящий из
трех частей, задней опоры осевого компрессора с силовыми
стойками и системой уплотнений, наружного корпуса, связыва-
ющего компрессор с корпусом камеры сгорания, с которым со-
единен ряд элементов, обеспечивающих минимальную величину
радиального зазора стенки, примыкающей к лопаткам центробеж-
ного колеса, и крепление двух рядов спрямляющих лопаток, а
26
также крепление жаровой трубы камеры сгорания; корпус ка-
моры сгорания; корпус турбины; задняя опора турбины.
При изучении конструкции статоров газогенератора следует:
— составить цепочку размеров и найти регулировочный
проставочный элемент, обеспечивающий заданную величину за-
зора между лопатками центробежного колеса и статором;
— разобраться с конструкцией составного элемента, связан-
ного с креплением поворотных направляющих лопаток статора
первых трех ступеней компрессора, указать преимущества двой-
ного корпуса;
— связать особенности конструкции трех неповоротных ло-
паток направляющего аппарата с технологией и стоимостью их
изготовления;
— изучить: крепление жаровой трубы — найти «плаваю-
щую» и жесткую опоры; систему охлаждения стенок; конструк-
цию соединения жаровой трубы с сопловым аппаратом первой
ступени турбины;
— корпус турбины с «плавающими» вставками, крепление
консольных сопловых лопаток, подвод и отвод охлаждающего
воздуха;
— по всем трем опорам указать конструкторские базы, от-
носительно которых обрабатываются стыковочные отверстия в
корпусах, и основные принципы обеспечения соосности.
Свободная (силовая) турбина. Ротор свободной турбины
консольный, на двух опорах: на шариковом (в турбине) и ро-
ликовом (перед редуктором) подшипниках. Следует обратить
внимание на использование мощного радиально-упорного под-
шипника (£>вн = 90 мм, D н= 156 мм), что связано с особенно-
стями соединения составного ротора в центре двигателя по шли-
цам без элементов их фиксации в осевом направлении из-за
ограниченности габаритных размеров и сложности доступа.
Соединение дисков выполнено аналогично турбине компрес-
сора. Рабочие лопатки неохлаждаемые, с ножкой, бандажиро-
ванные.
Следует отметить параметр гибкости — относительную дли-
ну лопаток jy— (I — высота пера, D к — диаметр корневого
и к
сечения пера лопатки) и сопоставить с относительной длиной
первых небандажированных лопаток.
27
С/атор свободной турбины составной, имеет внутренний и
наружный корпус, сопловой аппарат первой ступени включен
в силовую схему, и через него на корпус передаются усилия
с ротора. Над рабочими лопатками установлены сотовые встав-
ки. Следует определить их газодинамическую эффективность и
конструкцию соединения и уплотнения в окружном направле-
нии.
Опоры и маслосистема. Изучение опор ротора и маслоси-
стемы двигателя ТВ7-117 осуществляется в следующих направ-
лениях:
— характеристики подшипников (быстроходность d п, ста-
тическая грузоподъемность QСТ и расчетная долговечность
расч^‘
«?ст)ш= 8-5'z- do- cos₽; (И)
«?ст)р = 16- d0- I, (12)
где ((?ст)ш и (Сст)р — грузоподъемность шарикового и роликового
подшипников, d — внутренний диаметр подшипника, мм, п —-
частота вращения, 1/мин, z — число тел качения, d0 — диаметр
тел качения, мм, I — длина ролика, мм.
Подшипники удовлетворительно работают до величин d п =
= (1,5 ... 2,0)- 106 мм - 1/мин.
— конструкции крепления подшипников в опорах по внут-
ренней и наружной обоймам, наличие масляного демпфера или
упруго-демпферной опоры, см. в [10, 11, 14] примеры анало-
гичных конструктивных решений;
— подвод и отвод масла к подшипникам и уплотнение опор
роторов. В уплотнениях опор ТВ7-117 реализована система над-
дува лабиринтных уплотнений в сочетании с контактным гра-
фитовым секционным сдвоенным уплотнением. Надо определить
окружные скорости U, при которых они работают, и сопоста-
вить с их предельными значениями;
— маслосистема циркуляционная, принудительного типа.
Масло из маслобака поступает в центробежную подкачивающую
ступень маслоагрегата, расположенного на нижней коробке при-
водов, а затем на нагнетающий насос, состоящий из двух ше-
стеренчатых насосов. Давление нагнетания регулируется пере-
пускным клапаном. Очистка масла происходит за нагнетающим
28
насосом в фильтре, расположенном на верхней коробке приво-
дов. На маслофильтре установлены датчик давления масла и
датчик-сигнализатор перепада давления масла. После фильтра
масло подается на смазку опор, к верхней и нижней коробкам
приводов, редуктору. Масло, подаваемое к опорам, проходит
через топливно-масляный теплообменник. Масло, откачиваемое
от опор, поступает на воздухоотделитель с центробежной очи-
сткой, на входе которого установлен сигнализатор стружки.
Маслосистема двигателя имеет следующие характеристики:
расход масла не более 0,4 л/ч, температура масла на выходе
из опор 150° С. температура масла на входе в двигатель — ре-
комендуемая 30...90° С, максимальная (не более 15 мин) 100’ С,
давление масла на входе в двигатель на крейсерском режиме
и выше 3...4,5 кгс/см2 (3...4,5 • !(/* Н/м2). Чистота масла на
входе в двигатель не грубее 11 класса по ГОСТ 17216-71. Мак-
симальное количество масла в маслобаке 20,5 л, нормальная
заправка 19,5 л. Марка масла — основное ЛЗ-240 по ТУ
38401579-86, дублирующее Б-ЗВ по ТУ 38101295-86.
При изучении маслосистемы целесообразно использовать
схемы маслосистемы и суфлирования, а также дренажной сис-
темы (см. рис. 5, 6, с. 21, 23 [18]) и конструкторскую доку-
ментацию на все агрегаты, входящие в маслосистему.
Система отбора воздуха. Предназначена для обеспечения
охлаждения горячих частей двигателя, наддува и охлаждения
опор, разгрузки осевой силы на радиально-упорный подшипник
первой опоры, работы систем регулирования (ИСИД), конди-
ционирования (СКВ) и предотвращения обледенения входного
устройства самолета и двигателя (ПОС).
Система включает следующие отборы:
— на охлаждение деталей турбины компрессора (из полости
камеры сгорания);
— на охлаждение деталей свободной турбины и наддув II]
и IV опор двигателя (из полости за осевой частью компрессора
трубопроводом, который далее разветвляется на три трубопро-
вода);
— на наддув I опоры компрессора (из полости за осевой
частью компрессора трубопроводом);
— на наддув лабиринта II опоры и разгрузку осевой силы
(из проточной части за пятым рабочим колесом осевого ком-
прессора через лабиринт воздух попадает в разгрузочную по-
29
лость и сбрасывается через две полые стойки второй опоры в
атмосферу, наддув лабиринта масляной полости осуществляется
воздухом, отбираемым перед центробежной крыльчаткой);
— отбор из разгрузочной полости за крыльчаткой центро-
бежного компрессора производится по каналам корпуса сопло-
вого аппарата турбины компрессора, затем двумя трубопрово-
дами, проходящими через наружный контур камеры сгорания,
этот воздух подводится к корпусу опор, откуда сбрасывается в
проточную часть за вторым рабочим колесом. Таким образом
осуществляется утилизация этого воздуха. Сопоставить с изве-
стными системами разгрузки, описанными в [8];
— воздух на систему кондиционирования поступает на ре-
жимах «малого газа» из камеры сгорания двумя трубопровода-
ми, на основных режимах — из центробежного компрессора
через отверстия и каналы в его корпусе;
— отборы воздуха на ИСИД системы управления и в сис-
тему ПОС производятся из камеры сгорания трубопроводами.
При расчете турбины необходимо учесть все отборы возду-
ха, уменьшающие количество газа, поступающего на ьход в
турбину, а также переменность эпюры температуры газа в ра-
диальном направлении по высоте пера лопатки.
Материалы основных деталей ТВ7-117
Осевой компрессор:
Статор: корпуса (включая корпус ВНА) — )Т4-1; обоймы
направляющих аппаратов 3...5 ступеней — сталь
13Х11Н2В2МФ-Ш; лопатки направляющих аппаратов 3...5 сту-
пеней — сталь 11Х11Н2В2МФ-1П; лопатки направляющих ап-
паратов 1 и 2 ступеней — ВТ6; лопатки ВНА — сталь
12Х18Н10Т.
Ротор: диски — ВТ8; лопатки рабочих колес — ВТ8; цапфы
- сталь 13Х11Н2В2МФ-Ш и ХН73МБТЮ-ВД.
Центробежный компрессор:
Статор: корпус, прилегающий к центробежному колесу —
ЭИ-961Л.
Лопатка ВНА - лист 11Х11Н2В2МФ-Ш.
Ротор: центробежное колесо — ВТ25-У.
Камера сгорания:
Жаровая труба — ЭП-648.
Турбина компрессора.
30
Статор: сопловая лопатка первой ступени — ЖС6УВИ; со-
пловая лопатка второй ступени — ВХ4-Л; корпус соплового
аппарата — ЭП-648.
Ротор: диски первой и второй ступеней — ЭП-741НП; ло-
патки рабочего колеса первой ступени — ЖС-26У; лопатки ра-
бочего колеса второй ступени — ЖС-6ВН; стяжной болт, сое-
диняющий диски — ХН73МБТЮ-ВД.
Свободная турбина и выхлопное устройство:
Статор: лопатки соплового аппарата третьей и четвертой сту-
пеней — ВХ4Л; корпуса — ЭП-648; кок диффузора — ХН38-ВТ;
корпус выхлопного устройства — ХН50ВМТЮБ-ВИ.
Ротор: диски ротора 3 и 4 ступеней — ХН73МБТЮ-ВД;
лопатки рабочих колес 3 и 4 ступеней — ВХ4Л.
Характеристики подшипников опор ротора ТВ7-117
Турбина:
Радиально-упорный шарикоподшипник свободной турби-
ны: материал обоймы — ЭИ347-Ш, количество шариков — 14,
диаметр вала — 90 мм, диаметр отверстия корпуса — 160 мм;
динамическая и статическая грузоподъемности — 87500 Н и
77500 Н; частота вращения — 15000 1/мин; радиальная и осе-
вая нагрузки — 2250 Н и 6220 Н; ширина обоймы — 30 мм.
Радиальный роликоподшипник задней опоры турбины комп
рессора: материал обоймы — ЭИ347-Ш, количество роликов — 22,
диаметр вала — 70 мм, диаметр отверстия корпуса — 100 мм;
динамическая и статическая грузоподъемности — 41150 Н и
34850 Н; частота вращения — 29040 1/мин, радиальная нагруз-
ка — 1830/1040 Н; ширина обоймы — 16 мм.
Компрессор:
Передняя опора — шарикоподшипник 25-126114Р: диаметр
вала — 70 мм, диаметр отверстия в корпусе — 110 мм.
Задняя опора — роликоподшипник 551032914Р1; диаметр
вала — 70 мм, диаметр отверстия в корпусе — 100 мм.
31
2. МЕТОДИКА РАСЧЕТНОЙ ОЦЕНКИ ДОЛГОВЕЧНОСТИ
ПОДШИПНИКОВ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Подшипники авиационных двигателей отличаются повышен-
ной точностью изготовления, отечественные подшипники — се-
лективной сборки.
2.1. Общие положения
По данной методике могут рассчитываться подшипники каче-
ния газотурбинных двигателей, редукторов и трансмиссий верто-
летов, удовлетворяющих «Единым техническим условиям ЕТУ100»
на подшипники для авиационной техники, ТУ3900-А и другим
техническим условиям и требованиям, которые предъявляются к
Подшипникам, применяемым в авиационной технике.
Методика регламентирует расчетные запасы для подшипни-
ков по долговечности. Под долговечностью подшипника пони-
мается число миллионов оборотов или число часов, которые он
нарабатывает до появления начальных признаков усталости ма-
териала поверхностей качения колец и тел качения.
2.2. Основные требования к конструкции подшипниковых опор
Конструкции подшипниковых опор должны допускать прове-
дение совмещенных контрольно-сдаточных испытаний изделия.
На подшипники должны действовать нагрузки, достаточные
для предотвращения в них проскальзывания на всех рабочих
и переходных режимах работы изделия, в том числе и на ре-
жимах запуска и сброса оборотов.
Для подшипников (роликовых) с малым монтажным ради-
альным зазором (0,005...0,020 мм) необходимо определить ве-
личину радиального зазора в подшипнике в рабочих условиях
с учетом посадки (натяга) колец на вал и корпус, действия
внешней нагрузки, центробежных сил тел качения, колец и ва-
лов, осевого сжатия колец, растяжения валов, перепада темпе-
ратур между кольцами. При этом определенная минимальная
величина радиального зазора не должна вызывать подклинива-
ние подшипника, а с максимальной его величиной в подшип-
нике не должно возникать проскальзывание.
32
Для двигателей с ресурсом не более 2000 ч допустимо из-
менение направления осевой нагрузки, воспринимаемой опора-
ми ротора, с изменением высоты полета. При этом испытаниями
проверяются отсутствие проскальзывания в радиально-упорных
подшипниках опор роторов при осевой нагрузке, равной или
близкой к нулю.
Максимальный угол перекоса опор роторов, возникающий
при эволюции самолета, может достигать не более 0* 5' для
двигателей с ресурсом более 1000 ч и не более 0* 10' — для
двигателей с ресурсом менее 1000 ч.
Способ подачи масла в подшипники и его количество дол-
жны обеспечивать достаточное смазывание и охлаждение под-
шипника без возникновения режима «масляного голодания», от-
сутствие признаков коксования масла на деталях опоры, рав-
номерность температурного поля подшипника.
Посадка подшипников на валы и в корпусе должна произво-
диться в соответствии с OCT I 00323079 [19] и ГОСТ 3325-85 [20].
Выход шариков на кромки бортиков колец подшипников
не допускается на всех режимах работы двигателей.
Перед запуском двигателей в серийное производство для
уточнения условий работы тяжело нагруженных подшипников
на двигателе измеряются:
— действующие на подшипники опор ротора компрессора
и турбины осевые нагрузки и определяется их направление;
— действующие на межвальные подшипники опор роторов
радиальные нагрузки;
— уровень вибраций корпусов подшипниковых опор комп-
рессора и турбины;
— рабочие температуры колец наиболее нагретых подшип-
ников (во время работы и после остановки двигателя);
— перепад температур между внутренним и наружным коль-
цами подшипников (измеряется при использовании подшипни-
ков с малыми радиальными зазорами, установленными с целью
предотвращения проскальзывания, а также в случаях появле-
ния при стендовых или летных испытаниях закаливания или с
ним связанных других дефектов подшипников);
— температура масла при выходе из наиболее нагретого
подшипника;
— время выбега ротора.
33
2.3. Расчетный запас долговечности подшипников
Расчетный запас долговечности подшипников определяется
по формуле
(13)
или
L h h изд ’
(14)
где L — расчетное число миллионов оборотов подшипника, которое
он может наработать до появления усталостного выкрашивания
поверхности качения одной из его деталей; Lh — расчетная дол-
говечность подшипника, ч; £изд — число миллионов оборотов под-
шипника, нарабатываемое им за время ресурса изделия до первого
капитального ремонта.
Расчетный запас долговечности подшипника должен удов-
летворять требованию К> 1. При удовлетворительных результа-
тах ресурсных стендовых испытаний и положительном заклю-
чении ВНИИП или подшипниковых заводов по техническому
состоянию подшипников, прошедших указанные испытания, ре-
сурс подшипников может быть установлен выше расчетной дол-
говечности.
Если К> 2, то такие подшипники могут быть использованы
на повторный ресурс изделия с установлением им увеличенного
назначенного ресурса. При этом надежность повторно исполь-
зуемых подшипников гарантируется предприятием, производив-
шим ремонт изделия (без гарантии надежности подшипниковой
промышленностью).
2.4. Методика расчетной оценки долговечности
подшипников качения
Выбор подшипников и определение их расчетной долговеч-
ности производится в соответствии с ГОСТ 18855-82 [21] и
справочником-каталогом [19].
Расчетное число миллионов оборотов подшипников опреде-
ляется по формуле
(15)
34
где С — динамическая грузоподъемность подшипников; Р — эк-
вивалентная динамическая нагрузка; а — показатель степени в
формуле долговечности; а = 3 — для шарикоподшипников; а =
= 10/3 — для роликоподшипников.
Расчетная долговечность подшипника в часах определяется
по формуле
h~
106£ _ 106
60 • п 60 п
(16)
где п — частота вращения подшипника, 1/мин, при этом
п> 10 1/мин,
При п = 1+10 1/мин в расчете принимают п = 10 1/мин.
При п< 1 1/мин действующую нагрузку рассматривают как
статическую и выбор подшипников производят по этой стати-
ческой нагрузке.
Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных ша-
рикоподшипников и радиально-упорных шариковых и ролико-
вых подшипников определяется по формуле
Р= (XVFr+ YFay6KT, (17)
где Fг — радиальная нагрузка, постоянная по величине и направ-
лению, Н; F — осевая нагрузка, постоянная по величине и на-
правлению, Н; X и Y — коэффициенты соответственно радиальной
и осевой нагрузок, выбираются для различных типов подшипников
по табл. 8 — 11 ГОСТ 18855-82 [4] в зависимости от величины
F F
а а „
угла контакта а, отношения уг- или „ и величины параметра
с 0 v4
осевого нагружения, определяемого по указанному ГОСТ, по ве-
личине отношения е, где С 0 — статическая грузоподъемность под-
шипника; Х= 0,41; У= 0,87 при сх- 24+ 26е; V — коэффициент
вращения, V= 1 при вращении внутреннего кольца подшипника
относительно направления нагрузки; V= 1, 2 при внутреннем коль-
це, неподвижном по отношению к нагрузке; К — коэффициент
безопасности, учитывает влияние на долговечность подшипников
вибрационных перегрузок и динамических условий работы (вели-
чина коэффициента принимается по табл. 4); К — температурный
коэффициент, учитывает влияние на долговечность подшипников
твердости поверхностей качения колец и тел качения, которая ус-
35
танавливается в зависимости от температуры подшипника в рабо-
чих условиях (величина коэффициента принимается по табл. 5).
Для подшипников, изготовленных из стали ЭИ347, коэффициент
X = 1.
т
Таблица 4
Характер действия на- грузки на подшипник Вибрационные перегрузки *6 Примеры использования
К Спокойная нагрузка без толчков и замет- ных вибраций V1 1,00 Опоры приводов агрега- тов малой мощности
Легкие толчки, не- большие виброперег- рузки 1< J-JS 3,5 в 1,05 Средняя опора компрессо- ра и турбины
Умеренные толчки и вибрации 3,5 < J< 6,0 1,10+ 1,15 Передняя и задняя опо- ры компрессора, задняя опора турбины, опоры ре- дуктора вертолета, опоры вала винта
Значительные толчки и вибрации 6< Jg< 10 1,15-1,25 Передняя опора турби- ны, опоры центрального привода агрегатов, короб- ка приводов
Таблица 5
Твердость поверхно- стей качения ко- лец и тел качения Температура отпуска колец и тел качения, •с Рабочая температура подшипника, не более, •с
HRC> 59 225 и ниже 180 (ниже температуры отпуска на 45—50*С) 1,0
58 £ HRC< 59 250 200 1,05
57 < HRC< 58 275 225 1,10
55 £ HRC< 57 300 250 1,25
При действии на радиально-упорный подшипник радиаль-
ной нагрузки возникает осевая составляющая, величина кото-
36
рой определяется через параметр осевого нагружения е по фор-
мулам:
для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
S=eFr; (18)
для конических роликоподшипников
S=0,S3eFr. (19)
Эти нагрузки учитываются при определении суммарной осе-
вой силы, действующей на опору, в соответствии с [9]. Значе-
ние коэффициента безопасности /Сб в зависимости от вибраци-
онной перегрузки и места установки подшипника в изделии
представлены в табл. 4.
Эквивалентная нагрузка для радиальных роликоподшипни-
ков с короткими цилиндрическими роликами определяется по
формуле
P=VFrK6KT. (20)
Эквивалентная нагрузка для упорных подшипников шари-
ковых или роликовых определяется по формуле
Pa=PaK6^t> (2D
при этом эквивалентная нагрузка Ра по направлению является
осевой.
Если подшипник работает при ступенчато изменяющихся
режимах, при которых ступенчато изменяются нагрузки, дейст-
вующие на подшипник, и изменяются частоты вращения, то
эквивалентная нагрузка определяется по формуле
3[pTl7+ pTlT+ ...+ Я PS* q
Р = У —— -----2—----------—- = У £ Р ? d t , (22)
i = 1
где Р1,Р2,---,Рп — постоянные эквивалентные нагрузки на
каждом режиме, действующие в течение соответственно
миллионов оборотов за ресурс изделия;
L = L |+ L 2+ ...+ Ln — суммарное число миллионов оборотов
подшипника за ресурс изделия; а^ = .
37
Число миллионов оборотов подшипника на i-м режиме
(i= 1, 2, З..„п)
Лг= 60- 10-6п^Аг, (23)
где ni — частота вращения подшипника на t-м режиме, 1/мин;
L hi — время работы подшипника на t-м режиме, ч.
При одновременном вращении внутреннего и наружного ко-
лец подшипника в одну сторону частота вращения подшипника
(п •) определяется как разность частот вращения колец, т.е.
п . = п • — п -
I 1В 1Н
или (24)
п.= nin~ niB>
где n-B и n — соответственно частоты вращения на i-м режиме
внутреннего и наружного колец подшипника.
Если кольца подшипника одновременно вращаются в про-
тивоположные стороны, то частота вращения подшипника (п^)
определяется в виде суммы частот вращения колец, т.е.
ni= niB + niu • (25)
Определение эквивалентной нагрузки при одновременном
вращении колец подшипника должно производиться с учетом
коэффициента вращения (V). Так, например, при одновремен
ном вращении колец роликового подшипника в противополож-
ные стороны эквивалентная нагрузка определяется по формуле
Lit=G КГ5 п, L и Lin= 6- 10-5niHLifc. (27)
Эквивалентные нагрузки определяются с учетом наибольшей
возможной неуравновешенности ротора, которую он получает
за ресурс, и наибольшей осевой нагрузки в пределах ее раз-
броса для разных экземпляров одного и того же изделия.
38
Кратковременные перегрузки при расчете долговечности мо-
гут не учитываться, если эти нагрузки не вызывают снижения
долговечности более 3%.
Если с изменением высоты полета изменяется направление
действия осевой силы, то расчетная долговечность определяется
для каждой стороны желоба с учетом величины осевой силы,
воспринимаемой расчетной стороной желоба. В этом случае ко-
эффициенты запаса долговечностей определяются для каждой
стороны желоба как отношение расчетной долговечности данной
стороны желоба к требуемому ресурсу той же стороны желоба.
Динамическая грузоподъемность подшипников, в которых
геометрические размеры тел качения и их число не отличаются
от подшипников, приводимых в каталоге [9], принимается по
указанному каталогу для стандартных подшипников общего
применения, по с учетом коэффициента качества изготовления
авиационных подшипников, т.е.
С — С К ,
Adi >\С1
(28)
где С — динамическая грузоподъемность подшипника, используемого
в авиационном изделии; Скат — динамическая грузоподъемность под-
шипника по каталогу издания 1984 г. [5]; К к&ч — коэффициент
качества, зависящий от точности изготовления подшипника, матери-
ала деталей подшипника и их конструкции (см. табл. 6).
Таблица 6
I Классы | точности подшипни- ков Материал колец и тел качения подшипников 1
ШХ15 95 х 18 ШХ15Ш, 95Х18Ш, ЭИ347Ш, ДИ43-Ш
Для шари- коподшип- ников К Л кач Для роликоподшипни- ков, Кмч Для шари- коподшип- ников ^кач Для роликоподшипни- ков, к isn’t
Ролики цилиндри- ческие Ролики бомбини- рованные Ролики цилиндри- ческие Ролики бомбини- рованные
0 (Н, П) 1 1 1,20 1,15 1,15 1,3
6 (В) 1,10 1,10 1,25 1,20 1,20 1,35
5 и 4 (А и С) 1 1,15 1,15 1,30 1,25 1,25 1,40
39
Если в указанном каталоге не приведена динамическая гру-
зоподъемность используемого в изделии подшипника или этот
подшипник не приведен в каталоге, то его динамическая гру-
зоподъемность определяется в соответствии с ГОСТ 18855-82
[21] по формулам:
для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
с диаметром шариков D< 25,4 мм
С= «кЛя-М* cos «) °'7Z1’8; (29)
с диаметром шариков D> 25,4 мм
С= *каЛкачЛ(* cos a)°’7z%3,647O,< (30)
для радиальных роликоподшипников с короткими цилиндрически-
ми роликами, а также радиально-упорных конических роликопод-
шипников
С= ^аЛкачЛ^эфф со® а)’Л Лл29/5’, (31)
где К j ат — коэффициент, учитывающий увеличенное значение ди-
намической грузоподъемности по каталогу издания 1984 г. [5] по
сравнению с динамической грузоподъемностью этого же подшип-
ника, определенной по формулам ГОСТ 18855-82 [21]. Ккат опре-
деляется в виде отношения динамической грузоподъемности по
каталогу издания 1984 г. подшипника того же типа и ближайшего
по размеру к подшипнику, для которого определяется динамиче-
ская грузоподъемность, к динамической грузоподъемности этого
же подшипника, определенной по формулам ГОСТ 18855-82, т.е.
*кат= • (32)
где С*кат — динамическая грузоподъемность по каталогу [9] под-
шипника того же типа и ближайшего по размеру к подшипнику,
для которого определяется динамическая грузоподъемность; С' —
динамическая грузоподъемность того же подшипника, опреде-
ленная по формулам ГОСТ 18855-82 [21], для которого опреде-
лена динамическая грузоподъемность Скат по каталогу; f —
коэффициент, зависящий от геометрии деталей подшипника.
40
Наименьшие значения коэффициента приведены в табл. 4
ГОСТ 18855-82 [21] в зависимости от отношения — ?°— ; р
dm
— диаметр тел качения (шариков или роликов, для конических
роликов — средний диаметр ролика); d т — диаметр окружно-
сти, проходящей через центр тел качения; а — угол контакта;
z — число тел качения в одном ряду подшипника; ^эфф — длина
ролика без фасок; I — число рядов тел качения в подшипнике.
Для деталей подшипников, изготовленных предприятиями
авиационной промышленности из цементируемой стали
12Х2Н4А обычной плавки и электрошлакового переплава, коэф-
фициенты качества принимают по табл. 6, равными коэффици-
ентам качества подшипников, изготовленных из стали 1ПХ15
или ШХ15Ш соответственно.
Динамическая грузоподъемность подшипникового узла, со-
стоящего из двух или более одинаковых радиально-упорных ша-
рикоподшипников, установленных последовательно и подобран-
ных так, что нагрузки между ними распределяются равномерно,
определяется по формуле
со6=»°-7с, (33)
где i — число одинаковых подшипников, в опоре; С — динами-
ческая грузоподъемность одного шарикоподшипника.
Примечание. При высокой частоте вращения подшипника
(d • п> 2- 106 1/мин), когда центробежные силы тол качения
становятся значительными по сравнению с нагрузкой, приходя-
щейся на тело качения от внешних сил, долговечность подшип-
ника может ограничиваться недостаточной усталостной контак-
тной прочностью его наружного кольца. Поэтому расчетная дол-
говечность подшипников для указанных режимов работы до-
полнительно проверяется по следующим формулам:
для шарикоподшипников
10 п
п QZ
f [° 1см 110
млн. оборотов
(34)
или
= 107
h 60 Л Q Z
^IcmI10
ч:
СМ
(34')
41
или
для роликоподшипников
[° 1см
о см
10 п
6,66
млн. оборотов
(35)
h~
10 7
60Пр2
1°1см
6,66
ч,
(35')
см
где п и — частоты
вращения подшипника и сепаратора соот-
ветственно, 1/мип; z — число тел качения в подшипнике; [а]
** с м
z п
и [а ] — допускаемые напряжения смятия при базе 10 циклов
изменений напряжений смятия соответственно при точечном и ли-
нейном начальном контакте; асм — максимальное расчетное на-
пряжение смятия на площадках контакта шарика или ролика с
дорожкой качения наружного кольца, определенное с учетом цен-
тробежной силы тел качения. .
Для стали ШХ15 и ЭИ347 электрошлакового или вакуум-
ного переплава при HRC58 допускаемые напряжения равны
[а]см= 3750 МПа; [о]см= 3000 МПа. Расчетное напряжение
смятия
для
ки)
определяется по формулам:
эллиптической площадки контакта (шарикоподшинни-
(36)
для линейного начального контакта (роликоподшипники)
(37)
где — суммарная кривизна поверхностей контактирующих тел,
£р“ Р11+ Р 12 + Р 21 + Р 22»
Р 11 > Р 12» Р 21» Р 22 “ главные кривизны соприкасающихся по-
верхностей. Первый индекс обозначает контактирующее тело (тело
качения, кольцо), второй — определяет плоскость, в которой на-
ходится главная кривизна; 1 — ось подшипника расположена в
плоскости кривизны; 2 — плоскость кривизны перпендикулярна
оси подшипника;
42
_______«Чх • m2
Л Ei E2 ’
1
— и Ej — соответственно коэффициенты Пуассона и модули уп-
ругости материалов контактирующих тел (/= 1, 2); ц и v — ко-
эффициенты, определяемые по табл. [9]; q — линейная интенсив-
ен
ность распределения нагрузки по длине контакта, q= — , lr —
z г
длина площадки контакта, Р 2н — суммарная сила, действующая
со стороны тела качения на дорожку качения наружного кольца,
Рс
РГ«=Ра+Рг +-------—• (38)
2-н а r cos а
Р а — осевая составляющая, действующая в контакте тела качения
с дорожкой качения наружного кольца подшипника
где F а — осевая сила, действующая на подшипник; а — угол
контакта тела качения с дорожкой качения наружного кольца;
Рг — радиальная составляющая, действующая в контакте тела
качения с дорожкой качения наружного кольца подшипника:
для шарикоподшипников
Fг — радиальная сила, действующая на подшипник;
для подшипников с начальным линейным контактом тела
качения с кольцом подшипника
4,6F
Рг=—^- (38'")
Р с — центробежная сила тела качения:
Рс = O,5mdm<o^,
43
Z)2
т — масса тела качения tn = р п —I — для цилиндрического
D3
ролика; т = р п -g— — для шарика; р — плотность материала тела
качения; I — длина ролика; сос — угловая скорость сепаратора
[9].
При выполнении дополнительного проверочного расчета по
напряжениям смятия определение запаса долговечности произ-
водится по наименьшей расчетной долговечности, полученной
при расчете без учета или с учетом центробежных сил тел
качения.
В случае действия на подшипник значительных кратковре-
менных перегрузок подшипник проверяется на статическую гру-
зоподъемность по формуле
PosCO> (39)
где Pq — эквивалентная статическая нагрузка для радиальных
и радиально-упорных шарикоподшипников, определяемая как
наибольшее значение, полученное по двум следующим форму-
лам:
^0=Х0^г+ Y0Fa'- (39')
Ро=-рг> (39")
где Хо и У о — коэффициенты соответственно радиальной и осевой
статических нагрузок, выбираются для различных типов подшип-
ников по [9]; Cq — статическая грузоподъемность подшипника
по [9] или определенная по формулам:
для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипни-
ков
С0= l,25z£>2 cos а; (40)
для радиальных и радиально-упорных роликоподшипни-
ков
Со= 2,2г/эфР cos а. (40')
44
3. ОПОРЫ И ВАЛЫ РОТОРОВ СОВРЕМЕННЫХ ГТД.
ДЕЙСТВУЮЩИЕ НАГРУЗКИ И НАПРЯЖЕНИЯ
При проектировании и выборе размеров опор и валов ГТД
необходимо учитывать следующие нагрузки:
— крутящий момент на валу М = 9550- — Н • м, где
• л
Nт — кВт, п — 1/мин;
— изгибающие моменты:
от центробежных сил Р ц = mew2 неуравновешенных враща-
ющихся масс (е — эксцентриситет);
от силы инерции весовой перегрузки ротора Р = пп, воз-
никающей при полете самолета по криволинейной траектории
(допустимая перегрузка для скоростных ЛА — п = 6-*- 9, бом-
бардировщиков — п п- 2+ 4, пассажирских ЛА лп = 2);
от действия на ротор гироскопического момента
М г = J^coQsin а (при маневрах в вертикальной плоскости
0,3+ 0,5 1/с, при маневрах в горизонтальной плоскости
Я= 0,2+ 0,3 1/с);
— осевые усилия, вызванные разностью давлений по обе
стороны дисков, цапф и рабочих лопаток с учетом мероприятий
по осевой разгрузке и в результате изменения количества дви-
жения газа на входе и выходе из рабочих лопаток;
— инерционные осевые силы (Ри)ос, возникающие при раз-
гоне и торможении ЛА Ри = (2 + 3)£ротора.
При расчете на статическую прочность следует построить эпю-
ры действующих нагрузок и выявить «опасное» сечение вала.
Следует отметить, что расчет вала только па кручение не
позволяет определить проектный диаметр вала с достаточной
точностью. Во многих конструкциях диаметры цапфы сущест-
венно увеличены с целью обеспечить жесткость ротора и умень-
шить его прогибы и изменение радиальных зазоров в рабочих
условиях.
Существенное влияние на диаметр вала вентилятора оказы-
вает критическое число оборотов ротора. С целью отстройки от
пкр многие валы выполняются ступенчатыми, с увеличенным
диаметром между опорами, а также составными, из разных ма-
45
териалов. Ниже представлены действующие нагрузки и расчет
нодшипников в ТРДДф, выполненных по схеме АЛ-31, ТРДДф
700, ТРДД Е 3 и ТВ 7-117.
3.1. Опоры и валы ТРДДф
Двигатель АЛ-31ф. Максимальная частота вращения ротора
низкого давления nmax = 10200 1/мин (яэкв= 8546 1/мин), ротора
высокого давления — п= 13300 1/мин, (^экв= 12245 1/мин). Вал
ТНД — составной, в месте установки подшипников выполнен
из сплава ЭП-866-Ш (15Х16К 5 Н2МВФАБ), в центральной
части — увеличенного диаметра в связи с отстройкой от кри-
тических оборотов ротора из материала ВТ-9. Вал ТВД выпол-
нен из жаропрочного сплава на никелевой основе ЭИ-698-ВД
(ХН73МБТЮФ).
Напряжения и запасы прочности валов даны в табл. 7.
Таблица 7
Вал max ’ •с Snax ’ МПа ° ос- МПа изг ’ МПа о __, МПа дл ’ КВ Шлицы
см Хср изг
ТВД 624 105 265 50 990(ЭИ-698) 1,51 —— — —
ТНД 427 245 75,5 198 850 (ЭП-866) 750 (ВТ9) 1,62 262 130 470
Опоры роторов:
— Передняя опора ротора КНД является силовым элемен-
том двигателя, воспринимающим радиальные усилия от массы
ротора КНД, от дисбаланса ротора и эксплуатационных нагру-
зок. В состав опоры входит роликоподшипник с габаритными
размерами 95 х 130 х 22/16 мм, его dx п- 0,94- 106, радиаль-
ная нагрузка 3250 Н, коэффициенты Хб = 1,2, К = 1,0, рас-
четная долговечность больше 5000 ч. Упруго-масляное демпфи-
рование роликоподшипника для гашения вибрации ротора КНД
обеспечено деформацией изгиба упругого кольца и сопротивле-
нием колебаниям ротора, которое возникает от выдавливания
масляной пленки в полости упругого кольца. Уплотнение мас-
ляной полости осуществляется контактными графитовыми коль-
46
цами, каждое из которых состоит из четырех одинаковых сек-
торов. Расход масла на охлаждение и смазку роликоподшипни-
ка составляет 1,41 + 0’45 л/мин и на охлаждение контактного
,1 л/мин.
— Задняя опора ротора КНД и передняя опора ротора
КВД являются силовым узлом, воспринимающим суммарную
осевую нагрузку от роторов КНД и ТНД, а также КВД и
ТВД и радиальную нагрузку от этих роторов. Два одинаковых
радиально-упорных подшипника, четырехточечных, с разъем-
ной внутренней обоймой, наружная обойма имеет фланец. Ха-
рактеристики подшипников опор компрессора приведены в
табл. 8.
Вал вентилятора состоит из трех частей, соединенных штиф-
тами. В задней части вала имеется привод откачивающего мас-
лонасоса опоры турбины (см. рис. 11 [22]).
В состав опоры турбины входят корпус опоры и корпус
подшипника, экран с обтекателем силовых стоек, пеногасящая
сетка, крепежные детали. Корпус опоры состоит из наружного
силового корпуса и внутреннего силового кольца, соединенного
одиннадцатью силовыми стойками. Внутри стоек размещены
трубопроводы подвода и откачки масла, суфлирования масля-
ной полости опор, слива масла. Через полости стоек подводится
воздух из второго контура на охлаждение турбины и отводится
воздух из предмасляных полостей. Масляная полость термоизо-
лирована экранами с наполнителями (материал АТМ-3-20). На
корпусе установлены маслооткачивающий насос и масляный
коллектор. Через масляный коллектор осуществляется подвод
масла на смазку и охлаждение как заднего, так и переднего
межроторпого подшипников. Между наружным кольцом заднего
роликоподшипника и корпусом размещен упруго-масляный де-
мпфер. Суммарный расход масла через масляный коллектор 8,4
— 10,6 л/мин, из них на межроторный подшипник подается
не менее 3,8 л/мин. Характеристики роликоподшипников опоры
турбины приведены в табл. 9.
Межвальный подшипник турбины: наружное кольцо вра-
щается с частотой 13300 1/мин, внутреннее — 10200 1/мин
в ту же сторону, Дп= 3100 1/мин. В табл. 10 представлены
нагрузки радиально-упорного подшипника передней опоры КВД
(5-176126Р5У).
47
ю
Опора । d • п, мм- 1/мин (Обозначение) и размеры под- шипника, мм Материал Ради- аль- ный зазор, мм
колец, роли- ков, ша- риков сепа- ратора
Пере- дняя кнд 0,97-106 (55-2672919Р2) 95 х 130 х 18/22 Ст. ЭИ347Ш Бр. АЖМу (0,025 + 0,045)
За- дняя кнд 1,33 106 (5-176126Р5У) 130 х 233 х 33/39 Ст. Бр. (0,16 + 0,18)
Пере- дняя КВД 1,73-106 (5-176126Р5У) 130 х 233 х 33/39 ЭИ347Ш АЖМу (0,165 + 0,18)
Таблица 8
Раз- мер роли- ка, шари- ка, мм Ко- личе- ство роли- ков, ша- ри ков Гру- 30- подъ- ем- ность, кН Рабо- чая тем- пера- ту- ра, не бо- лее, •с Экви- ва- лент- ная ради- аль- ная на- груз- ка, кН Рас- чет- ная долго- веч- ность, ч Посадочное место
на- руж- ное КОЛЬ- ЦО D, мм внут- рен- нее КОЛЬ- ЦО d, мм
9,9 30 47,5 250 6,27 500 1304, (±0,024) 95 Я, (+0,019 +0,003)
24,606 17 116 250 >¥ экв~ =15,1) 420 2384, (+0,027) 130 я, (+0,032 +0,014)
Я ио н* QJ СО X м Я II
Турби-
на
Обозначе-
ние под-
шипников
Габаритные
размеры, мм
Матери- Ради-
d • п ал ко- лец сепа- аль- ный за-
раторов зор, мм
тнд
5-
272822Р2
НОх 140 х 19
ТВД — 5- 2672119Р1 1' V 145х 95х 24/30
1,12 106
ЭИ347Ш 0,055-
БрАЖМц 0,075
ЭИ347Ш
БрАЖМц
0,045 +
0,065
Таблица 9
Раз- мер роли- ка, мм Гру- зо- подъ- ем- ность, кН Частота враще- ния при ра- бочей темпера- туре t = 25(ГС, 1/мин Экви- валент- ная ради- аль- ная нагруз- ка, кН Рас- чет- ная дол- го- веч- ность, ч Посадочные, места
D на- ружно- го коль- ца, мм d внут- ренне- го коль- ца, мм
8 х 10 54,4 10200 7,0 4900 HQp5 (± 0,0075) 140g 5 ,-0,014. 0,032 ’
12 х 12 72,9 13300 9,1 1600 145js 5 (± 0,009) 95js5 (± 0,0075)
Таблица 10
№ режима J?if кН А 1, кН Коэффициенты Qit кН
«4 ₽4
1 3,5 32,60 0,1043 1,074 35,75
2 2,8 5,2 0,292 0,915 6,8
3 2,9 8,0 0,2498 0,947 9,78
4 3,1 11,6 0,2887 0,98 13,63
5 3,4 18,9 0,042 1,045 21,4
6 15,5 12,0 0,0066 1,076 20,15
7 L_——J 3,5 38,2 0,0166 1,083 41,60
Некоторые данные по прочности и материалам деталей
газогенератора АЛ-31ф
1. Максимальные напряжения и минимальные запасы проч-
ности основных деталей компрессора'.
рабочие лопатки КНД («тах= 9494 1/мин) — лопатка ра-
бочего колеса 1-й ступени вентилятора (материал ВТЗ-1)
(Й 0.П ) ср = 137 мм> D нар = 885 мм:‘ max = «TQ (о ) тю[ = 510 МПа;
о = 282,0; олл= 910 МПа; о у = 500. Запас прочности К = 1,8;
замок «ласточкин хвост» р.л. 1-й ступени: а = 40°,
h ср= 11,5 мм (высота), Н- 20 мм (ширина); а= 7,2 мм (рас-
стояние межпазовое диска); t= 199°С, <УДЛ = 910 МПа; <ур = 230 МПа;
осм= 375 МПа; ^ср= 8,5 МПа; запас прочности К°= 3,9;
диск 1-й ступени КНД (nmax= 9780 1/мин) — материал ВТ-9:
i = 200‘С; = 577 МПа; ст^ = 621 МПа, о = 910 МПа. За-
пас прочности Кт- 1,47;
(Анализ приведенных выше материалов показывает, что мак-
симальное число оборотов ограничивается прочностью диска.)
— рабочие лопатки КВД (п 13087 1/мин) — ло-
патка рабочего колеса первой ступени КВД (Лрл=98,9 мм;
50
DHa = 600 мм, zn=47), материал — титановый сплав ВТЗ-1;
«т„ = 250,7-С; (аизг)тах= 234 МПа; С = 135 МПа; о = 830 МПа;
атах= 255; запас прочности К = 3,0. В остальных ступенях —
2,8 * 4,6;
замок «кольцевой паз» р.л. 1-й ступени КВД: а= 110°;
h = 20, 65 мм (высота паза); Н= 24,6 (ширина паза);
/= 327°С; а =750 МПа; о = 122 МПа; о = 329 МПа;
ДЛ р LM
тср= 92 МПа. Запас прочности = 6,2 (без учета концентраторов
напряжения);
диск 1-й ступени КВД (»max= 13300 1/мин) — материал
ВТ-9.
t maI = 320”С; ст | =518 МПа; cf =88 МПа; = В25 МПа.
Запас прочности К= 1,59. Минимальный запас прочности
имеет диск 9-й ступени КВД: К= 1,4 (материал — сталь
flit
ЭП742).
адл соответствует ресурсу т£ = 100 ч.
2. Максимальные напряжения и минимальные запасы проч-
ности основных деталей турбины’.
Система охлаждения турбины включает теплообменник, ох-
лаждающий воздух, отбираемый из-за компрессора на охлаж-
дение рабочего колеса турбины ТВД (AfTenns 150°С), и закру-
чивающую решетку (Д/тепл= 70°С).
Рабочая лопатка ТВД без бандажной полки (лтах = 13300 1/мин)
— материал ЖС6У — температура Gmax) корня — 800°С, се-
редины — 900°С. В корневом сечении (^изг^тах= МПа;
ор = 218 МПа; ( 309 МПа; одл= 530 МПа (tz = 100 ч). Запас
прочности Кт= 1,7. В среднем сечении запас прочности аналоги-
чен К = 1,74.
Замковое соединение: хвостовик t тя = 650‘С; ст = 254 МПа,
111 £21 Ла. fvjl
ар + изг= 235 МПа; адл = 780 МПа; Кт= 2,33; межпазовый выступ
— Zmax = 660°С; ар = 338 МПа; одл = 890 МПа (диск на ЭП 742);
К = 2,6; зубья замка т = 195 МПа; аг = 480 МПа; а ичг = 240 МПа;
r/С- CrU IzM Jnol
51
K\r= 2,4; ДИСК ~ матеРиал ЭП742, 4<яупвцы= 400°C, «о6ода=
=580*C; c| = 560 МПа, а* = 885 МПа, а = 1110 МПа;
Л" = 1,27.
Б ангажированная рабочая лопатка ТНД (лтах= 9900 1/мин).
материал ЖС6-У. Температура (<тах) корня — 750°С, середины
— 816°С. В корневом сечении <?™3агх= —114 МПа, ср = 232 МПа,
= 309 МПа; оп = 640 МПа, К = 2,1 (в среднем сечении
Кт= 1.6);
Замковое соединение: хвостовик — tma= 660°С; с = 183 МПа,
tllaX ' р
ар + изг= 228 МПа; адл = 890 МПа; Кт~ 3,9; межпазовый выступ
- tmax = 560°С; ор= 257 МПа; адл = 1040 МПа; К т = 4,0, зубья
замка — тр = 140 МПа; б = 340 МПа; G„, = 170 МПа;
К\р= 3’8’ ДИСК ~ материал ЭП7-42, <ступицы= 490’С; «о6пда = 545"С
(п = 10200 1/мин), aS = 820 МПа; о* =1110 МПа,
max max
адл = 1110 МПа; Кт = 1,32.
Таким образом, аналогично компрессору, минимальный за-
пас прочности имеет диск турбины.
3. Ротор КНД отбалансирован динамически с допустимым
дисбалансом не более 20 10-3 Н • м, ротор КВД и ротор тур-
бины компрессора — не более 2 • 10-3 Н м.
Критические частоты вращения ротора (нкр) высокого дав-
ления ВД в системе двигателя при податливости опор — опо-
ры КВД 3,0- 10”^ см/Н, опоры ТВД (межвальный подшипник)
0,5 10~6 см/Н — составляют:
(П1)кр= 6524 1/мин (ниже частоты ппг вращения малого
газа);
(п2>кр= 19279 1/мин (выше nmax).
4. Расчетная оценка наружных диаметров цапф турбины
НД и ВД по величине касательных напряжений от действия
крутящего момента на режиме «Взлет».
52
Задняя опора турбины составная — роликоподшипник вен-
тилятора установлен на цапфе 7>н= 95 мм 0,826), у кото-
рой на передней части внутренние шлицы передают крутящий
момент на вал ротора ТНД. Цапфа и вал стянуты гайкой, кру-
тящий момент 1ООО+*00 Н- м. На режиме Н = 0, М п = 0
("взлет”) ротор ТНД передает крутящий момент:
.. _ N
30- L- G 30- 1,788 105 71,02 тт
----------------= --------------тт—гтгглА-= 12770,6 Н- м;
п - п--------------------------°
3,14- 9500
момент
IV
кр
сопротивления вала кручению:
я953 I
16 - I
-гг С3
7С »э
“пГ
= 89,93- 10‘6 м3
(t . =£к£=..±2770,6 ш
кр max W кр 89,93- Iff3
МПа.
Рассмотренные данные напряжений и запасов прочности ва-
лов ТВД и ТНД показывают, что полученные касательные на-
пряжения на режиме «Взлет» составляют только около 40% от
максимальных напряжений, определенных с учетом нормальных
напряжений.
В ТВД — промежуточный роликоподшипник 110 х 140 х 19,
опирающийся внутренним кольцом с D= 110 мм на цапфу
ТНД, а наружным кольцом с Л= 140 мм — на внутренний
диаметр цапфы диска ТВД (^= 0,89):
Жкр = = [1- 0,894]= 288- 10-6 м3,
МКр =
30- L- С, 30- 2,91- 105- 71,02
я - п 3,14- 13300
= 14846,1 Вт/рад • с;
Л/-.- 14846
= 51,47 МПа.
53
3.2. Опоры и валы Р79В-300
В двухконтурном двухвальном двигателе для сверхзвукового
самолета вертикального взлета и посадки ЯК-141, в отличие от
двигателя АЛ-31, роторы ВД и НД вращаются в противополож-
ные стороны, аналогично YF-119 (PW5000) и £3. Кроме того,
отсутствует входной направляющий аппарат, поэтому первое сверх-
звуковое колесо вентилятора (^нар = 1135 мм, (^рл)ср = 310 мм,
(Лвх)рл=330 мм( выполнено консольным. Схема компрессора
zK= 3 + 11. Схема турбины — 2 + 2. Она также отличается
от АЛ-31, где схема турбины zT = 1 + 1. Важно отметить, что
в турбине отсутствует межвальный подшипник. Турбины НД и
ВД изделия Р79 имеют отдельные опоры. Ротор НД — трех-
опорный, ротор ВД двухопорный.
Максимальная частота вращения ротора ВД — 10770 1/мин,
(27) тах^ 423 м/с, Звт= 07; максимальная частота вращения
ротора НД — 7520 1/мин, (£тк)тах= = 446 м/с, dBT = 0,4.
Расстояние между опорами ротора ВД /= 1185 мм.
Опоры вентилятора: передняя опора включает роликопод-
шипник размером 140 х 190 х 24, количество роликов z= 30,
ширина и высота ролика 12 мм, материал сталь ШХ-15
(HRCd 62...65), dx п = 1,05- 106 мм - 1/мин), задняя опора вен-
тилятора — шарикоподшипник — 100 х 165 х 30, диаметр ша-
риков 20,638 мм, а= 26°, материал ЭИ-347Ш (HRC3 60...65),
dx п- 0,8- 106 мм - 1/мин.
Опора турбины НД: роликоподшипник Их 140 х 30/19.
Вращается наружное кольцо подшипника dx п =
= 1,05- 106 мм • 1/мин.
Расстояние между опорами L 4= 28,7 мм, £2 = 1665 (^ =
=113).
Расчет подшипников вентилятора включает следующие этапы.
1. Определение статической грузоподъемности:
— задний радиально-упорный подшипник вентилятора:
(Cor)i= KmizDw cosa= 1,25- 16- 20,638- cos 26°= 76564 Н,
54
где #1иарИК= 1,25, коэффициент; z — число шариков; i — число
рядов тел качения; Dw — диаметр шариков; а — номинальный
угол контакта.
— передний роликовый радиальный подшипник вентилятора:
(COr)2= KpizLwDw cosa =
= 2,5 • 1 30 7 • 12 1 = 55,4404 Н,
где #ролика= 2,2 (коэффициент); D w, Lw — диаметр и длина ро-
лика; а — угол контакта; z число роликов.
2. Определение эквивалентной статической радиальной на-
грузки Р 0:
— задний подшипник вентилятора (масса ротора вентиля-
тора тп= 211,0 кг):
(porh= X0FrY0Fa= °’5' 108’ °>37- ° = 54 Н;
— передний подшипник вентилятора:
(Рог)2 = Fr = I960 Н.
3. Определение динамической грузоподъемности Сг.
(Сог)1 = /с^ cosa)0,7z '*D *j?=
= 6,0- (cos26)°’7- 16^- 20,64118 = 107 кН,
где fc — коэффициент;
— роликовый радиальный подшипник:
(Сог-) 2 = fc(iLU, cosa)%z^D^’ =
= 8,07- 7Ч- 303/4 12 29/47 = 77 кН,
где fc — коэффициент,/с=/(20/54) [21].
4. Определение эквивалентной динамической нагрузки Рг
на режимах работы двигателя:
рг= X V F r + YFa.
Результаты расчетов по радиально-упорному подшипнику
приведены в табл. 11.
55
Таблица 11
№ п/п Режим п» 1/мин т, ч X Y V Fr> Н Fa, Н рг> н
1 Взлетный (Я= 0 ; М = 0 ) 7520 3.0 0,41 0,87 1,0 52 9570 8326
2 Маршевый Н= 0; М= 1,02 6980 10,0 26 11980 10433
3 Максимал (Я= 11 км; М = 1,85) 10530 9,5 26 7590 5970
4 Крейсерский Н= И км; Af= 0,85 6085 150,0 26 2130 1864
5 Режим эволюций 7870 0,01 18363 10000 16229
Результаты расчетов для роликового подшипника Р r = Fг
(а= 0), Fа- 0 (У= 0) X- 1 (коэффициент осевого нагружения
е = 1) представлены в табл. 12.
Таблица 12
Режим Взлетный (Я= 0; М„=0) Маршевый Н= 0; Ма = 1,02 Максимал (Я= И км; Мп = 1,85) Крейсерский Я= И км; Мп = 0,85 Режим эволюций
п, 1/мин 7520 6980 7780 6085 7870
Рг, Н 3580 1790 1790 1790 19277
5. Расчет долговечности и запаса долговечности подшипников.
Методика расчета содержится в каталоге «Подшипники ка-
чения» [9].
5.1. Для однорядных подшипников
/Г = 7?(+ -
' ‘ g
71 П ;
lr
"30
где п . — частота вращения ротора на каждом режиме, 1/мин;
А — дисбаланс, кг см;
56
I
T
при
к11 i
Т
при
i
клг i
е — коэффициент осевого нагружения, зависящий от угла контак-
та; К к, К g, К т — коэффициенты вращения, безопасности, темпе-
ратурный; Ai — осевая нагрузка; — приведенная нагрузка.
5.2. Число миллионов оборотов подшипника за время ра-
боты изделия на каждом режиме:
6- 10(Г5п,Л,,
где h i — время работы на каждом режиме.
5.3. Эквивалентная нагрузка
_ . i = 1
э.4. Расчетное число миллионов оборотов подшипников
где а = 3 для шарикоподшипников; а = 3,33 для роликоподшип-
ников.
5.5. Расчетная долговечность L к и запас долговечности К:
п
L,= К V h, и К= .
П I п
i- 1
5.6. Эквивалентное число
п п й
V ь / V д г Ю • L
пэкв=Х niht / L hi- Tor«a ЬЛ= 607^—ч-
i=l i=l w "»™
Исходные данные для расчета подшипников содержатся в
табл. 13 и 14.
57
Таблица 13
Параметры Подшипники
шариковый N 1 роликовый N 2
Коэффициент радиальной нагрузки: Х = 0,41 Х = 1,0
Коэффициент осевой нагрузки: У= 0,87 У- 0
Коэффициент вращения: 55= 1,0 55= 1,0
Коэффициент безопасности: SK= 1,15 SK= 1,15
Коэффициент температурный: 5Т= 1,0 5Т= 1,0
Коэффициент осевого нагружения: е= 0,68 е = 1,0
Дисбаланс, Н см D = 2,0 £>= 2,0
Динамическая грузоподъемность, кН С = 107 47=77.....
Таблица 14
vNi режима и наименование Время, ч Частота вра- щения п, 1/мин Подш. рад уп. №1 Подш. роли- ковый №2 Fr, Н
Fr, Н Н
1 2 3 4 5 6 7
1 3 7520 52 9570 3580
2 Взлетный 3 7355 — 8910 —
3 4 (Я=0,Ми=0) 3 22,5 7060 7030 — 7620 8140
5 15 7790 26 10080 1791
6 Маршевый 10 6980 — 11980
7 (Я = 0, Мп= 1,02) 5 7195 — 12090 —
1 8 5 6640 26 8030 1791
9 Форсажный 25 7605 — 8650 —
10 максимал 9,5 6946 — 7590 —
| 11 (Я= И, Мп = 1,85) 4,0 6296 — 6190 —
12 24 7283 — 6840 —
13 10 6923 — 2620 —
14 5 7777 — 1680
58
Окончание табл. 14
1 2 3 4 5 6 7
16 17 (Я= 11, Ми = 0,85) Маршевый крейсерский (”КР”) 100 56 150 5960 4930 6085 26 5550 5120 2130 1791
0 (Эволюции) 0,01 7870 18363 10000 19277
Результаты расчета подшипников сведены в табл. 15.
Таблица 15
1 Параметр Обозначение, ед. измерения № 1 № 2
шарик ролик
Ресурс 450,01 450,01
Расчетная долговечность Lh> 4 9328 83001
1 Эквивалентная нагрузка (?8КВ, кН 7,035 3,450
Расчетное число оборотов подшипника L1, обороты 3518 106 31303- 106
Запас долговечности К 20,7 184,44
Эквивалентная частота вращения ротора п8КВ, 1/мин 6285 6285 j
Запас долговечности переднего радиально-упорного подшип-
ника газогенератора можно оценить аналогично предыдущему.
Результаты расчетов по режимам:
ресурсы — 450,01 ч;
эквивалентная нагрузка — 20867 Н;
расчетное число оборотов подшипника — 281 • 106 оборотов;
запас долговечности — 1,092;
эквивалентная частота вращения ротора — 9535 1/мин.
Передняя опора газогенератора — радиально-упорная с под-
шипником Л 176128 Р выполнена совместно с узлом привода
отбора оборотов на коробку агрегатов. Подшипник опоры из-
готовлен из стали ЭИ-347 Ш, установлен в корпусе из тита-
59
нового сплава ВТ-20 с покрытием «Хим. Н9» по диаметру под
наружное кольцо подшипника и по упорному торцу. Подвод
смазки к подшипнику и к масляному уплотнению — «браслет-
ного» типа, графитовому с уплотнением по торцу и валу, вы-
полненному из отдельных секций из материала АГ-1500 — осу-
ществляется струйной форсункой. Распределение количества
масла — на подшипник 4+5 л/мин, на уплотнение — 1,3 +
1,7 л/мин.
Статическая грузоподъемность подшипника:
СОг = 1,25 i z D cos а =
= 1,25 1 19 (24,606)2 cos 26" = 126,24 кН.
Эквивалентная статическая нагрузка:
P0r= xoRr+ YoFa= °’5‘ 2,025+ 0,37- 0,79= 1,306 кН,
где масса ротора высокого давления тр= 4,05 кН.
Динамическая грузоподъемность подшипника
Cr = /c(i cos а)017 z % D {у8 =
= 5,9(cos26)°'719%24,6061 ’8= 136,7 кН.
Эквивалентная динамическая нагрузка
Р=Х- V- Fr + Y- F а.
Режимы работы сведены в табл. 16.
Таблица 16
№ режима и наименование Fr, кН F , кН а ’ Рг, кН Время, ч п, 1/мин
Г Взлетный 29,530 3 10640
2 3 (Я= 0, 1,380 26,25 18,98 26,26 3 3 —
4 Ми = 0) 23,71 22,5 10425
51 Маршевый 0,69 33,34 — 15 10533
6 (Я = 0, 0,69 38,15 33,47 10 10533
7] М„ = 1,02) 0,69 40,37 — 5 —
60
Окончание табл. 16
и № режима наименование Fr, кН Fa, кН Пг, кН Время, ч п, 1/мин
8 9 10 11 12 13 14 Форсажные и максимальные {Н= 11, 2Ип= 1,85) 0,69 21,17 27,18 19,59 12,23 20,36 7,41 7,01 f 18,01 5 25 9,5 4 24 10 5 10533 10533
15 16 17 Маршевые крей- серские (Я= 11, Мп = 0,85) 0,69 0,69 0,69 14,36 10,86 7,63 6,92 100 56 150 9269 9079 8939
0 Эволюционные перегрузки 52,25 10,0 0,01 10770
Из данных таблицы видно, что максимальная нагрузка на
подшипник имеет место при Н » 0; Мп= 1,02.
Результаты расчета:
— ресурсы 450,01 ч, расчетная долговечность 491,41 ч;
запас по долговечности К- 1,092;
— расчетное число оборотов (время работы) подшипника
L= 281,14 • 106 оборотов;
эквивалентная частота вращения ротора — 9535 1/мин;
эквивалентная нагрузка — 20,867 кН.
Передняя опора ТВД состоит из стенки, к которой крепится
призонными болтами корпус подшипника. На опоре турбины
установлено демпферное кольцо и промежуточное гладкое коль-
цо. Роликоподшипник 6-272836 Р имеет гладкую наружную
обойму, установлен на валу с натягом 0,003 — 0,038 и смазы-
вается в результате двухсторонней подачи масла через форсун-
ки. Расход масла WL= 4 л/мин, на охлаждение передних и
задних колец контактных графитовых уплотнений — по 1 л/мин
масла 36/1КУ или ИПМ-10. Цапфа турбины центрирована на
валу КВД по центрирующим конусам: при установке цапфы
обеспечивается сжатие по конусам усилием 160 кН, и в таком
положении производится затяжка стягивающей гайки и ее кон-
61
тровка. Цапфа имеет эвольвентные шлицы для передачи кру-
тящего момента на вал компрессора, материал цапфы — сплав
ХН62 БМ КТЮ — ИД. Основные параметры подшипников га-
зогенератора сведены в табл. 17.
Таблица 17
Тип под- шипни- ка Обозначе- ние Узел Габаритные раз- меры, мм п, 1/мин Нагруз- ка на один под- шип- ник, кН 4 Рабо- чая темпе- рату- ра, ‘С Долго- веч- ность, ч
Ради- ально- упор- ный А176128Р, Пере- дняя опора ГГ 140 х 210 х 33 180 х 225 х 32/22 10928 24,1 18,44 250 150
Ради- альный I 6-2728363 Опора турби- ны ГГ
Расчет шлицевого соединения с эвольвентными шлицами
(цапфы ротора КВД, рис. 4). Исходные данные: модуль
т— 2,5; число шлиц z= 70, диаметр делительной окружности
D = 175 мм.
Рис. 4. Геометрические размеры цапфы
62
При расчете шлицевых соединений были определены запасы
статической прочности /Ссм при смятии и статической прочности
К х при среде. Результаты сведены в табл. 18. Обозначения па-
раметров шлицевых соединений: t — температура шлицевого
соединения, ”С; о |50 — предел длительной прочности, МПа;
т — модуль, мм; D — диаметр делительной окружности, м;
г\
h г — высота головки шлицев, мм; I — длина шлицев, м; b —
толщина зуба шлицев, м; z — число шлицев; Мкр — крутящий
момент, Н- м; огм — напряжение смятия, МПа; тср — напря-
жение среза, МПа; — напряжение, предел длительной
прочности при срезе, МПа.
Таблица 18
Обозначение Единица измерения Цапфа ротора ТВД
Материал ХН 73 МБТЮ-ВД (ЭИ 698-ВД)
t •с 385
° 150 МПа 1060,0
Х 150 = 0,6 <Т 150 МПа 636,0
т мм 2,5
О, м 0,1705
h г = 0,5 т мм 1,25
1 м 0,042
, пт Ь= ~2~ мм 0,3927 106"2
Z — 70
^кр Н м 40289,1
о = D 1Л,0,75г 1 ” 2 МПа 83,5
63
Окончание табл. 18
Обозначение Единица измерения Цапфа ротора ТВД
2^кР хср~ Лд0,75г МПа 53.2
„ - 0150 см q см — 12,5
II Q Q S S — 12,0
Проведен расчет на прочность цилиндрической части цапфы
задней ротора ТВД. Расчетные сечения показаны на рис. 5,
результаты расчетов сведены в табл. 19.
3.3. Опоры и валы ТРДД
ТРДД Д 30-Ш серии. Газогенератор двигателя Д 30 исполь-
зован в ПС-90 (его вариант — в ТРДДф Д 30Ф6).
Рассмотрим особенности опор и валов ТРДД Д 30 и срав-
-3
ним их с Л .
Двигатель Д 30 — двухконтурный, двухвальиый с двухка-
скадным компрессором, взлетной тягой R = 68 кН (при
‘»озД=+ 15-С), я = 19,8 (ял.и.д = 7,1).
Общий расход воздуха на входе в двигатель (при Я=0;
М п = 0; tн= 15° С и р н= 101325 Па) ((^в)х= 128 кг/с, частота
вращения: ротора КНД 7700 1/мин, ротора КВД-11500 1/мин. Сте-
пень двухконтурности т= 0,843, Т = 1330 К; С = 0,064 кг/Н • ч.
На крейсерском режиме параметры двигателя снижаются. Так,
при //= 11 км, Мп - 0,8, СА: R = 15,7 кН, п квд= Ю600 1/мин,
лкнд= 7200 1/мин, (6В)£= 47,4 кг/с, т= 0,859, (лк)е = 19,6,
ТТ= ИЗО К, Суд= 0,082 кг/Н- ч.
Компрессор осевого типа, выполнен двухкаскадным и со-
стоит из компрессора высокого давления (КВД) и компрессора
низкого давления (КНД).
КНД — пятиступенчатый с первой сверхзвуковой ступенью.
На входе установлен нерегулируемый ВНА.
64
О
OI
334.5
Рис. 5 Цапфа задняя ротора ВД
И 168*1.5
Ci
Ci
Таблица 19
Обозначение Единицы измерения I Цапфа задняя ротора ТВД
Материал — ХН73 МБТЮ-ВД (ЭИ 698-ВД)
№ сечений — 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
D см 19,8 19,1 18,1 18,0 17,95 17,90 17,1 16,9 17,0 16,3
d см 17,6 16,6 16,6 16,6 16,6 16,6 15,6 15,6 15,6 15,6
t •с 380
a150 МПа 1060
„150 ° 0,2 МПа 700
Q* кН 255,55 361,86
Запас стоической прочности по эквивалентным напряжениям
IV = ( 1 _ (— и 32 I D Н А ’ 7 см3 286,31 293,77 170,29 158,4 152,49 146,6 150,88 129,83 140,31 68,46
^кр=2^„ см3 572,63 587,54 340,57 316,81 304,98 293,2 301,75 259,66 280,63 136,93
F= у (D2- </2>| 4 V 7 см2 64,623 70,097 40,88 38,045 36,633 35,225 38,524 33,183 35,846 17,538
Продолжение табл. 19
Ми Н м 26100,0 26700,0 29300,0 29600,0 29100,0 24400,0 6400,0 2900,0 6,5 0
Н м 40289,1 0 0 0
°р~ F МПа 39,5 36,5 88,5 95,1 98,8 102,7 93,9 109,0 100,9 260,3
ми °« 17 и МПа 91,2 90,9 172,1 186,9 190,8 152,8 42,4 22,3 0 0
ар-ц” р 30 \ \ ) \ > МПа 93,9 85,6 80,8 80,4 80,1 79,9 71,8 70,9 71,4 68,3
т - КР МПа 80,4 68,6 118,3 127,2 132,1 137,4 133,5 0 0 0
<U.= ^u + °PZ+ 4Т? МПа 168,8 163,5 308,8 334,4 345,6 328,5 359,7 113,9 89,9 182,1
1<SO стэкв — 6,281 6,481 3,433 3,17 3,067 3,227 4,082
Запас статической прочности по разрушающему крутящему моменту
... № сечений 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
d а D — 0,889 0,8691 0,9171 0,9222 0,9248 0,9274 0,9123 0,9231 0,9176 0,9571
Окончание табл. 19
аг
ос
Чк — 0,140 0,140 — — — — — — —
„ < <- “3 К~ Ч л 4 & 1 - а *— 1,056 1,0,67 1,042 1,039 1,038 1,037 1,044 1,039 1,042 1.022
^«p.p.,p= °.47х х W,Bpo150(1.35Vfc+ К) кН м 355,29 367,51 208,86 193,87 186,44 179,04 185,42 158,84 172,06 82,58
м jz _ кр.разр К в м кр — 8,818 9,122 5,184 4,812 4,627 4,444 4,602 ♦ * ♦
Запас устойчивости при кручении
II — 0,169 0,094 0,26 0,131 0,234 0,215 0,427 0,104 0,085 0,135
м, кН м 385,60 48,73 192,17 189,85 168,75 161,91 164,77 159,94 183,39 68,96
к>=м кр — 9,571 12,095 4,77 4,712 4,189 ' 4,019 4,09 ♦ * *
N
МКр= (Nr — мощность турбины, Вт; со — угловая скорость вращения ротора, рад/с);.{?х — осевая сила, пере-
даваемая на вал от рабочего колеса турбины; етр — напряжения растяжения в осевом направлении; с>и — напряжения
изгиба; ар.ц — окружные напряжения растяжения центробежными силами; rCp = (Dnap+ <2вн)2/4, здесь гСр — сред-
ний радиус стенки.
КВД — степень повышения давления пвд = 7,1» количество
ступеней 10, на входе установлен ВНА, за IV и V ступенями
имеется перепуск воздуха в наружный контур.
Ротор компрессора барабанно-дисковой конструкции. Дис-
ковая конструкция ротора позволила осуществить передачу кру-
тящего момента на рабочие колеса всех ступеней через вал.
Барабанная конструкция позволила повысить поперечную жес-
ткость и сместить критическую частоту вращения ротора за
пределы рабочих частот [15].
Вал ротора компрессора имеет две цапфы. На передней цапфе
смонтирован роликоподшипник, на задней — шарикоподшипник.
Основные параметры подшипников КВД приведены в табл. 20.
Динамическая балансировка ротора компрессора произво-
дится в двух плоскостях путем снятия металла с дисков первой
и десятой ступени. Допустимый дисбаланс — 98- 10 “5 Н м
(9,8 г • см) в каждой плоскости коррекции.
Таблица 20
№ п/п КВД твд
роликоподшип- ник 0899291 (55-1032924Б1Т2) шарикоподшип- ник 0899574 (А176128Б4Т2) роликоподшип- ник 5А 32/28 Р6
1 Частота вращения ротора, 1/мин 108 00 10800
2 Размеры, мм 0,12 х 0,165 х 0,022 0,14 х 0,21 х 0,03 0,14 х 0,21 х 0,033
3 Нагрузка (числи- тель — осевая, зна- 0 6,63 0
менатель — ради- альная), кН 22,55 0,835 4,88
4 d п, мм - 1 /мин 1,599 106 1,89- 10 6 1,89 106
5 Долговечность, ч 65- 103 5 103 90- 103
6 Рабочая температу- ра, *С 250 250. 300
1 7 Прокачка масла, м 3 /с — (135 + 1,77) 104 (4,0+ 5,7) 10“5
69
Динамическую балансировку ротора турбины выполняют в
трех плоскостях коррекции, допустимый дисбаланс —
с
196 10"J Н- м в каждой плоскости коррекции. Ротор турбины
разъемный с консольным расположением дисков. Консольное
расположение дисков позволило выполнять силовой корпус га-
зогенератора с двойной замкнутой связью турбины компрессора
и повысить жесткость опоры турбины с роликоподшипником.
Геометрические размеры роликоподшипника даны в табл. 20.
ТРДД НК-56 (опытный для аэробуса ИЛ-96). Двухконтур-
ный трехвальный ТРДД с взлетной тягой 176,5 кН (САУ),
я*= 37,12 (в наружном контуре п*= 1,61, во внутреннем контуре
л* = 23,0), суммарный расход воздуха (£ве)пр= 565,6 кг/с, темпе-
ратура газа на входе в сопловой аппарат турбины Тг = 1493 К.
Максимально допустимая температура 1570 К (режим САУ +15 ’ С,
взлет), резерв на ухудшение параметров двигателя в эксплуа-
тации и обеспечение требований надежности.
Схема двигателя: одноступенчатый вентилятор с одной под-
порной ступенью во внутреннем контуре: шестиступенчатый
КСД; семиступенчатый КВ. Турбина трехкаскадная — 1+1+3.
На входе в двигатель отсутствует ВНА.
За рабочим колесом вентилятора установлена передняя опо-
ра с роликоподшипником, далее — средняя опора с шарико-
подшипником. Ротор вентилятора заканчивается консольной
трехступенчатой турбиной. В передней опоре ТНД установлен
роликоподшипник, опирающийся внутренним кольцом на вал
вентилятора, а наружным — на корпус, связанный с сопло-
выми лопатками третьей ступени турбины. Сопловые лопатки
полые, неохлаждаемые, внутри проходят силовые стойки и
трубопроводы маслосистемы. На статоре опоры закреплен
кронштейн задней подвески двигателя. В этом корпусе под
СА третьей ступени турбины установлен роликоподшипник,
опирающийся на заднюю цапфу ТСД. На ее передней части
находится промежуточный роликоподшипник, который наруж-
ным кольцом опирается на внутренний диаметр задней цапфы
ТВД. Все три роликоподшипника имеют одни размеры
160х 200 х 24/30, внутреннее кольцо гладкое, наружное — с
буртами под ролики. Характеристики межвального подшипника
приведены в табл. 21.
70
Таблица 21
Параметр - Значение
Частота вращения ротора, 1/мин:
высокого давления лв.д 9930
низкого давления пс.Д 7865
Размеры подшипника, мм 160 х 200 х 24 х 30
Радиальная нагрузка, Н 2300
Параметр d- п, мм - 1/мин 2,88- 10 5
Долговечность (расчетная), ч >10000
Рабочая температура, ‘С 210
За КВД выполнена разгрузочная полость, ограничивающая
осевую силу на ротор. Ротор КВД жестко соединен с ТВД ба-
рабаном и имеет одну переднюю опору с радиально-упорным
подшипником.
Все подшипники газогенератора установлены по наружному
кольцу в демпферные пакеты, составленные из упругих колец.
Характеристики подшипников компрессора сведены в табл. 22.
Таблица 22
Параметр Шарикоподшип- ник передней опоры КСД А 176130P3 Роликоподшипник задней опоры КСД 56-2002834Р2 Шарикоподшип- ник передней опоры КВД 5-1126934Р2
Частота вращения ротора п , 1 /мин 7700 9720
I Размеры, мм 150 х 225 х 35 170 х 215 х 27 170 х 230 х 28/33
Радиальная нагруз- ка, Н 1960 2450
Параметр d п , мм 1/мин 1,155 106 1,3 106 1,617- 106
Долговечность, ч 7000
Рабочая температу- ра, ’С 220
71
Напряжения и запасы прочности валов приведены в табл. 23,
из данных которой следует, что имеются значительные прочно-
стные резервы. Вместе с тем, в ГТД определяющим параметром
при оценке диаметра вала является допустимый прогиб ротора,
а не статическая прочность вала.
Таблица 23
Наиме- кова- ние ва- ла Материал Расчетные параметры Запасы Шлицы
стдл > МПа t max ’ •с max» МПа ° ос МПа изг ’ МПа *в *вм см » МПа
твд ЭП-693ВД 500 33 50 265 1,85 3,4 —
900
тсд ЭП5171И 300 217 — 14 — 4,0 77
ТНД 1100 270 3,5 45
кед ЭП-479 250 85 — — —• 10,0 77
1100 1
о
Опоры и валы двухвального ТРДД Е (схема дана на рис. 1).
Аэродинамические и конструктивные особенности двигателя
О
Е : наибольшее возрастание удельного расхода ТРДД по вре-
мени наработки в эксплуатации происходит из-за увеличения
радиальных зазоров от трения вращающихся деталей о непод-
вижные. Этого можно не допустить, применяя прогрессивные
жесткие узлы «ротор — корпус». Это тем более существенно,
поскольку при повышении степени сжатия высота лопаток
уменьшается и влияние радиальных зазоров возрастает. Кроме
того, увеличивается концентрация эрозионных частиц на еди-
ницу проходной площади, и интенсифицируется процесс износа
профилей и снижение характеристик двигателя.
В промежуточном корпусе компрессора осуществляется под-
вод воздуха от выхода из КНД к входу в КВД без отрыва
потока и с минимальными потерями. Он включен в силовую
схему двигателя и имеет относительно невысокие напряжения
с учетом получения большой жесткости с целью ограничить
деформации ротора. На земном взлетном режиме па него при-
ходятся нагрузки:
72
— осевые силы, действующие на подшипник РВД-31,1 кН
и ротор вентилятора 88,7 кН;
— нагрузка от корпуса компрессора ВД — 182 кН;
— результирующая осевая нагрузка (по горизонтальной осе-
вой линии) от шарнирной подвески — 191 кН;
— суммарная нагрузка от воздействия давления на цент-
ральный корпус — 129 кН;
— момент, передаваемый от мотогондолы, 28,2 кН • м;
— момент, возникающий при обрыве лопатки вентилятора,
856 кН • м.
Влияние нагрузок от мотогондолы приводит к уменьшению
радиального зазора на периферии рабочих лопаток вентилятора
на 1,3 мм.
Ротор КВД для уменьшения массы и обеспечения высокой
жесткости имеет барабанную одностенную конструкцию с одной
верхней оболочкой при обычном болтовом соединении двух его
частей: передней, включающей семь ступеней, соединенных
электронно-лучевой сваркой, и задней, состоящей из двух дис-
ков с тремя рядами рабочих лопаток.
Для КВД выбрана внешняя система активного регулирования
радиальных зазоров в крейсерских условиях полета выдувом воз-
духа, отбираемого от вентилятора, непосредственно на задний кор-
пус компрессора. Этот воздух затем сбрасывается за борт ЛА.
Турбина ВД высоконагруженная, степень расширения газа
и * = 4, угол поворота потока в корневом сечении рабочего колеса
132,8° (89,6° на периферии, 118° в середине), максимальная окруж-
ная скорость в этом сечении 527 м/с, работа Д//= 484000 Дж/кг,
следовательно, коэффициент нагрузки в корне тн=1,74. Сте-
пень реактивности в среднем сечении р= 0,43, сопловой аппарат
с 5-образной формой меридионального обвода, а^= 10,2°= const
по высоте лопатки. Расчетные значения расходов воздуха на ох-
лаждение лопаток ТВД 8,71%, утечки — 1,52%, охлаждение
других деталей — 3,02% и всего /ТВД= 13,25%.
Промежуточный корпус турбинного блока состоит из 14 стоек,
приваренных к внутреннему бандажному кольцу, имеющему ко-
робчатую форму. Стенки проточной части промежуточного корпу-
са состоят из 14 сегментов, отлитых их монокристаллического
никелевого сплава, что исключает необходимость их охлаждения.
73
Коробчатая форма внутреннего бандажного кольца обеспечивает
максимальную разгрузку от осевых нагрузок при минимуме
радиальных прогибов. Направляющие лопатки в переходном
трубопроводе имеют профиль NASA65, составленный из дуг
окружности. Максимальная толщина профиля — 25,4 мм —
установлена исходя из требований прочности опорной рамы под-
шипников.
ТНД выполнена четырехступенчатой со спрямляющей ре-
шеткой на выходе ^выхода= 0,33+ 0, 35. Конструкция рабочих
колес -- две опорные втулки первого и четвертого дисков, внут-
ренние диски имеют болтовые соединения. Наиболее примеча-
телен выбор противоположного вращения рабочих колес ТНД
относительно ТВД. Действительно (см. рис. 14 [22]), в этом
случае в сопловом аппарате поток поворачивается не на 100°
(как это могло быть при одинаковом направлении вращения), и
всего на 13е, и угол входа потока в СА — не 37*, а 143* (на
среднем радиусе) — Мс = 0,392, Мг = 0,642 (а < = 24,3*). Низкие
е0 с0 1
скорости газа в СА способствуют высоким КПД из-за возможного
снижения перерасширения потока па спинке профиля.
Корпус турбины ТНД имеет двойные стенки, в нем исполь-
зована внутренняя система активного регулирования радиаль-
ного зазора. Для того чтобы конструкция системы управления
радиальными зазорами работала успешно, необходимо, чтобы:
— ротор ВД имел повышенную жесткость и располагался
О
в широко разнесенных подшипниках. В двигателе Е ротор
КВД соединен с ротором ТВД жестким валом большого диа-
метра, что уменьшает деформации как ротора ВД, так и кор-
пуса КВД в полете (за счет исключения «свешивания» части
ступеней ротора над подшипником), отчего возникают большие
радиальные деформации;
— ротор НД должен опираться минимум на три подшипника
О
при оптимальном их расположении. В двигателе Е первый под-
шипник расположен за вентилятором, второй — на расстоянии
40,6 см за первым, а третий — до первых двух ступеней ТНД.
Расстояние между подшипниками выбрано таким, чтобы умень-
шить отклонение ротора от оси под воздействием сил инерции и
гироскопических моментов при маневрах. Положение заднего под-
шипника выбрано с целью наименьшего отклонения ротора ТНД
74
в зоне малых передних ступеней, где радиальные зазоры вли-
яют больше на КПД, чем в последних ступенях.
Были рассмотрены конструктивные схемы «мягкой» пе-
редней опоры КВД — подшипник № 3 — с целью сниже-
ния п кр ниже частот вращения ротора при малом газе. Для
этого рассмотрена конструкция открытого масляного демпфе-
ра, в котором нет обычных кольцевых уплотнений, что обес-
печивает существенное уменьшение скоростей демпфирова-
ния, но требует увеличения расхода масла. Вторым решением
взамен конструкции открытого масляного демпфера являет-
ся механическая пружина, вытянутая в поперечном направ-
лении, что позволяет снизить частоту ее собственных коле-
баний.
Особо следует остановиться на проблеме повторного запу-
ска. При быстром сбросе газа от режима максимала и выключе-
ния в нем появляются изгибы корпусов и валов из-за остаточных
тепловых расширений, внутри полостей воздух быстро нагревается
до уровня температур проточной части. Это сказывается на рото-
ре, который становится нагретым сверху (тепловые потоки идут
вверх) и сравнительно холодным снизу, поэтому ротор изгибается
в центральной части (выпуклость вверху). При повторном запуске
изогнутого ротора возникает значительный дисбаланс. Оконча-
тельная вариация демпфера опоры № 3 включала механический
демпфер и масляный закрытого типа вязкостный демпфер, при
этом амплитуда прогибов в зоне последних ступеней КВД состав-
ляла 0,056 см при толщине пленки 0,02 см. Более толстые мас-
ляные пленки оказались неэффективны.
1. Конструкция главных подшипников. Процедура оптими-
зации размеров подшипников начинается с выбора размеров
подшипников ротора высокого давления. Выбор величины па-
раметра (d • п) подшипников № 3 и № 4 потребовал детального
анализа. Критерий выбирался для каждого из подшипников в
отдельности. В результате был сформирован облик подшипни-
новых опор главного вала двигателя Е .
2. Выбор величины параметра (d • п). Выбор оптимального
уровня параметра (d • п ) подшипников роторов низкого и вы-
сокого давления потребовал рассмотрения многих конструктив-
ных факторов, которые не позволяют однозначно выбрать раз-
меры роликового подшипника. Этими факторами являются:
75
а) критические частоты ротора низкого давления. Крити-
ческая частота — это функция частоты вращения ротора, сред-
него диаметра вала и расстояния между опорами. В двигателе
расстояние между опорами ротора низкого давления было
определено раньше при анализе опор этого ротора. Частоты
вращения ротора были установлены из прочностных и термо-
газодинамических расчетов. Внешний диаметр вала ротора низ-
кого давления был ограничен внутренним диаметром вала ро-
тора высокого давления и величиной зазора между валами, че-
рез который протекает охлаждающий воздух, являющийся так-
же демпфирующим средством;
б) напряжение в шлицевом соединении ротора низкого дав-
ления. Чем выше значение параметра (d • п) (т.е. чем больше
диаметр вала ротора высокого давления), тем больше диаметр
вала ротора низкого давления и число шлицевых зубьев. Обес-
печение большой поверхности контакта по зубьям и низкие
рабочие напряжения позволяют достичь низкого износа зубьев;
в) увеличение тяги двигателя. Если возникает необходи-
мость увеличить тягу двигателя путем добавления нулевых сту-
пеней компрессора, устанавливаемых перед компрессором низ-
кого давления, передний подшипник должен быть сдвинут впе-
ред, что приводит к увеличению расстояния между опорами
ротора низкого давления. Критическая частота вращения ротора
низкого давления должна определяться с учетом такого воз-
можного добавления ступеней пзред КНД;
г) ресурс подшипников ротора высокого давления. Должен
быть предусмотрен одинаковый ресурс для шариковых и роли-
ковых подшипников;
д) отвод тепла от ротора высокого давления. Выделение
подшипниками тепла должно быть сведено к минимуму, с тем
чтобы можно было регулировать теплоотвод в охлаждающее
масло;
е) масса двигателя и его стоимость. Влияние массы и сто-
имости подшипника по параметру (d п ) зависит от размеров
подшипника и от того, в какой мере надо изменять корпус
двигателя при изменении подшипника;
ж) радиальный зазор в турбине низкого давления. Волее вы-
сокие значения (d • п) позволяют использовать большой диаметр
вала ротора низкого давления, что снижает деформацию ротора
76
от воздействия нагрузок. В результате этого может быть реа-
лизован меньший радиальный зазор и лучшие характеристики.
Исследование параметра (d- п) в диапазоне от 2,0- 106 до
2,5 • 106 показало, что для двигателя Е$ наиболее рационально
выбирать значение 2,3- 106. Это значение (d • п) обеспечивало
запас по критической частоте вращения ротора низкого давле-
ния и возможность увеличения тяги двигателя на 20% сверх
исходного максимального значения.
При увеличении (d- п) свыше 2,3- 106 никаких преиму-
ществ двигатель не получил; влияние (d п) на вес, стоимость
и радиальный зазор турбины низкого давления было незначитель-
ным. Анализ показал, что у ротора высокого давления подшип-
ники также должны быть выбраны со значением (d • п), равным
2,3- 10 6. Этим достигается одинаковый ресурс подшипников и
необходимый отвод тепла от подшипников в маслосистему.
Параметры шариковых подшипников представлены в табл. 24.
Конструкция шариковых подшипников № 1, № 3 одинако-
ва, ресурс также одинаков, но подшипник № 3 выполняется с
большей точностью, так как у него (d • п) — 2,3- 106. Основ-
ными конструктивными особенностями подшипников № 1 и № 3
являются размеры беговой дорожки, размеры шариков и их
количество. Кроме того, системы смазки, охлаждения и метод
посадки колец в посадочные места имеет большое значение.
Эти особенности рассматриваются ниже.
3. Количество шариков и размеры беговой дорожки.
а) Подшипник № 1. Количество шариков было выбрано по
известным осевым нагрузкам (основные действующие силы на
роторе низкого давления в направлении оси двигателя получа-
ются в результате многократных расчетных циклов). Выбор ко-
личества шариков 23 штуки диаметром 2,86 см обеспечивает
необходимую площадь контакта для достижения заданного ре-
сурса без заметного превышения массы подшипника и сущест-
венного возрастания выделяемого тепла. При этом выдержива-
ются необходимые прочность сепаратора и размер внутреннего
диаметра подшипника. Во внимание принимается прочность ва-
ла и конструктивность узла.
б) Подшипник № 3. Число шариков подшипника было вы-
брано из условия максимальной тяговой нагрузки, согласовано
77
00
Таблица 24
№ подшипников (рис. 1) Внутренний диаметр, мм f Внешний диаметр, мм (d. п), мм. 1/мин » Диаметр шариков, см Количество шариков * Относи- тельный радиус бе- говой до- рожки, вну- / трен / нее / коль- / ЦО / /внегп- / нее / коль- / ЦО, % Осевая сила на подшипник, Н Ресурс*** по усталост- ной прочности, ч Выделенное тепло, ккал/мин
№1 270 380 0,95- 10 е 2,858 28* 52/51,5 6,58- 10 4 1,0 ю4 75,6
№3 170 260 2,3- 106 2,858 19 52/51,25 3,17 • 104 1,0- ю4 277,2
Примечания. Количество шариков определяется осевой силой на компрессор.
♦* R
Отношение радиуса дорожки к диаметру шарика, %; R = -=— 100.
U m
Проектный ресурс равен 10000 ч.
Материал подшипников: М50 — шарики и кольца; АМЗ 6415 (с покрытием серебром) — сепаратор.
с внутренним диаметром подшипника (уровнем (d - п)) и тре-
бованием к ресурсу при циклических нагрузках. Выбор девят-
надцати шариков подшипника диаметром 2,86 см позволяет в
стандартных условиях на уровне моря воспринять осевую силу
тяги 31136Н и 31114Н — в полете на режиме малого газа. Этот
диапазон применения осевой силы на подшипник обеспечивает
ресурс подшипника до 10000 ч при отсутствии проскальзывания
шариков по беговой дорожке, которое может возникать при
изменении знака направления силы тяги.
4. Кривизна беговых дорожек.
Контактные напряжения на шариках могут быть уменьше-
ны, жизненный цикл подшипника увеличен путем уменьшения
радиуса кривизны беговой дорожки. Это достигается за счет
увеличения количества выделяемого тепла и возрастания рабо-
чей температуры. При этом должен быть уменьшен допуск на
отклонения регламентированных внутренних зазоров и углов
контакта. Радиус кривизны внутренней и внешней беговых до-
рожек равен 52% диаметра шарика.
В подшипниках с большим значением критерия (d • п)
уменьшенная кривизна внешней беговой дорожки сопровожда-
ется возрастанием контактных нагрузок от действия центробеж-
ных сил на шарики. Радиус кривизны внешних беговых доро-
жек, уменьшен в подшипниках № 1 и № 3 до 51,5 и 51,25%
от диаметра шарика. В подшипнике № 3, имеющем большее
значение критерия (d п), радиус кривизны был уменьшен еще
более значительно.
Увеличение (d • п ) ведет к увеличению прокручивания ша-
рика на внутренней дорожке, что вызывает повышенное тепло-
выделение в случаях, когда уменьшается кривизна внутренней
дорожки. В подшипниках № 1 и № 3 кривизна внутренней
дорожки выбрана равной 52% от диаметра шарика.
5. Монтаж колец подшипников.
Внутренние кольца упорных подшипников монтируются на
ступицах вала с необходимым радиальным натягом. Необходи-
мая затяжка внутреннего кольца достигается применением рас-
порных калиброванных втулок. Наружное кольцо подшипника
Кз 1 фиксируется к неподвижному элементу корпуса с помощью
болтовых соединений. Это кольцо не вращается даже от значи-
тельных сил дисбаланса. Внешнее кольцо подшипника № 3 име-
ет посадку скольжения и установлено с распорной втулкой.
79
Параметры роликовых подшипников представлены в табл. 25.
Конструкции роликовых подшипников различаются в зави-
симости от того, где их располагают. Подшипник № 4 ротора
высокого давления находится в наиболее критических условиях
по сравнению с другими роликовыми подшипниками. При из-
менении места размещения подшипника изменяются: сепаратор,
система смазки и охлаждения, регулировка, подгрузка, размеры
роликов и их количество, монтаж колец и система демпфиро-
вания:
а) регулировка сепаратора и роликов. Силы трения и со-
противления, которые действуют на ролики и сепаратор, вызы-
вают разогрев подшипника и тенденция к проскальзыванию ро-
ликов уменьшается, когда боковые фланцы, фиксирующие по-
ложение ролика, сделаны заодно с внутренним кольцом и когда
внешний диаметр этих фланцев скользит по внутренней повер-
хности сепаратора, чем обеспечивается центровка сепаратора.
Так сделан подшипник № 4, подвергающийся наибольшей на-
грузке. Некоторые конструктивные решения, примененные на
этом подшипнике, перенесены на роликовые подшипники ротора
низкого давления. В подшипнике № 2 хорошо решена проблема
регулирования внешнего сепаратора и роликов. Низкие значения
(d • п ) у этого подшипника позволяют достаточно свободно вы-
брать конструкцию и значения ряда других параметров;
б) подгрузка. Роликовые подшипники подгружаются путем
использования упругости колец, внутренних-радиальных зазо-
ров и применения многорядных беговых дорожек с выполнен-
ными не по кругу проточками между дорожками. Эти дорожки
создают две-три зоны нагружения роликового подшипника не-
зависимо от внешней нагрузки. Подгрузки подшипника — это
создание радиальной нагрузки до того, как приложена внешняя
сила. Подгрузка позволяет устранить чрезмерное проскальзыва-
ние роликов при высоких частотах вращения и небольших внеш-
них нагрузках. При наличии трех зон нагрузки в подшипнике
ротор хорошо центрируется, что позволяет получить линейные
скорости радиального перемещения вала при пружинном его ко-
лебании в опоре. Роликовый подшипник № 4 ротора высокого
давления подгружен. Роликовые подшипники ротора низкого дав-
ления предварительно не подгружены. Характеристики проскаль-
зывания и жесткости подшипников ротора низкого давления
получаются удовлетворительными без введения подгрузки;
80
Таблица 25
Роликовые подшипники, № Внутренний диаметр, мм Внешний диаметр, мм (d п), мм 1/мин Диаметр роликов D, мм Длина ро- ликов L, мм Количест- во роли- ков Радиаль- ная на- грузка, Н Ресурс, ч Тепловы- деление, ккал/мин
2 135 195 0,4 106 15 15 24 1,32 104 10 104 20,2
4* 170 260 2,3- 106 18,2** 16** 28 0,82- 10 4 10 104 100,8
5 170 240 0,6- 106 18,5 18,5 28 1,18- 10 4 10 104 25,2
Примечания. Подшипник № 4 предварительно подгружен и имеет масляный демпфер.
♦* При в 1,0 уменьшается опасность скручивания ролика при высоких частотах вращения.
Проектный ресурс: 10000 ч; материал: М50 — ролики и кольца; АМ6415 (с покрытием из серебра)
— сепараторы.
Таблица 26
, Место располо- жения уплотне- ний Диаметр, на ко- тором располо- жено уплотне- ние, см Скорость дви- жения поверх- ности, м/с Ширина уплот- нений, см Утечки, м 2/мин Ресурс, ч Выделяемое тепло, ккал/мин
№ 1, пере- днее, сухого трения 31,8 61,3 0,381 0,17 2,0- 104 20,2
№ 2, заднее, сухого трения 21,8 42,1 0,381 0,11 2,0 104 15,2
в) размеры роликов и их количество. Комплекс роликов
подшипника № 4 выбирается с таким расчетом, чтобы дости-
галась максимальная продолжительность работы при действии
циклических нагрузок. Диаметр роликов возрастает, а ресурс
прекращает повышаться, так как увеличивается контактное на-
пряжение на внешней беговой дорожке от центробежных сил,
действующих на ролик. Количество роликов зависит от диамет-
ра ролика, диаметра центров роликов и от прочности сепара-
тора. Длина роликового подшипника № 4 отличается от длины
обычных подшипников. Это сделано для уменьшения динами-
ческих возмущений, которые вызывают сдвиг роликов в сторо-
ны или влияние роликов при высоких частотах вращения.
Уменьшение длины ролика до 86,5% его диаметра несколько
уменьшает допустимую радиальную нагрузку, но дает возмож-
ность улучшить поверхность торцов и снизить износ направля-
ющих беговой дорожки. Подшипники № 4 и № 5 имеют оди-
наковые размеры и одинаковое число роликов.
Подшипник № 2 является легконагруженным. Число роли-
ков и их размеры выбраны согласно размерам диаметра окруж-
ности центров роликов и прочности сепаратора. Ролики мень-
ших размеров могут быть применены без размена на ресурс.
Но уменьшенное поперечное сечепие сепаратора уменьшает его
прочность сопротивления к повторным повреждениям, если воз-
никают разрушения на контактирующих поверхностях, вследст-
вие усталостных напряжений;
г) монтаж колец и демпфирование. Все внутренние кольца
подшипников имеют плотную посадку на валах, причем эта
плотная посадка остается таковой на всех режимах работы дви-
гателя. Возможность проскальзывания колец полностью устра-
няется созданием осевой силы на распорном кольце. Внешнее
кольцо подшипника № 4 служит также в качестве внутреннего
элемента пленочного демпфера, использующего в качестве де-
мпфирующей жидкости масло. Вращение кольца должно быть
предотвращено применением прокладок с калиброванными
кольцами, расположенными по одну сторону от кольца.
Внешние кольца подшипников № 2 и № 5 установлены с
применением обычных распорных втулок со скользящей посад-
кой колец по внешнему диаметру в корпусе двигателя.
д) демпфирование и вентилирование. Из двух главных эта-
пов вторым этапом анализа (на первом этапе выбиралось зна-
82
чение параметра (d • п)) для подшипников лабиринтных уп-
лотнений главного вала был выбор демпфера и системы венти-
ляции. Анализ преследовал цель выявить в отдельности влия-
ние системы питания рабочим телом демпфера, типа лабирин-
тного уплотнения, подводных и отводных вентиляционных тру-
бок на массу, стоимость, расход масла и экономические пока-
затели двигателя.
В оригинальной предложенной схеме вентилирования исполь-
зовался воздух, отбираемый за II ступенью компрессора среднего
давления.
Такой отбор принят в других двигателях фирмы «Пратт-
Уитни». Углеродистые уплотнения стоят в каждом подшипни-
ковом отсеке. Они находятся в одинаковых условиях снабжения
воздухом высокого давления. Но температура этого воздуха, рав-
ная 386° С, вызывает повышенные тепловые потоки, влияние ко-
торых особенно нежелательно на вал ротора низкого давления;
е) проектные параметры углеродных уплотнений показаны
в табл. 26..
ж) Система смазки. Система смазки энергетически эффек-
тивного двигателя может быть коротко описана как система
замкнутой рециркуляции с обычной отсасывающей подсистемой
и сепараторами масла, расположенными в валу ротора низкого
давления. В данном описании не затрагиваются многочислен-
ные средства уменьшения расхода циркулирующего масла и
средства оптимального его распределения для достижения ми-
нимального выделения тепла в подшипниках и уплотнениях. В
результате оказалось возможным не применять воздушно-мас-
ляный теплообменник и обеспечить при этом достаточный ре-
сурс подшипников и уплотнений.
Выделение тепла в переднем отсеке
и расход масла через передний отсек
При взлете на уровне моря в переднем отсеке выделяется
55% тепла от суммарного его количества, поступающего в мас-
лосистему, и через передний отсек прокачивается 53% масла от
полного его расхода через двигатель. Только 15% выделяемого
тепла и 18% расхода масла относится к ротору низкого давления.
Подшипник № 1, переднее углеродное уплотнение № 1: вы-
деление тепла в подшипнике № 1 сравнительно невелико. По
этому этот подшипник менее чувствителен к количеству расхо-
83
дуемого через него масла и к месту подвода этого масла. Все
масло подается через разрез нижнего кольца.
Сепаратор смазывается разбрасываемым маслом. Уровень
температуры подшипника и тепловые градиенты находятся в
допустимых пределах. Расход масла равен 5,44 кг/мин (плот-
ность масларм= 0,9 кг/л).
На смазку вращающейся уплотняющей пластины расходу-
ется 1,18 кг/мин масла, вводимого через каналы, равномерно
расположенные по периметру. Отверстия наклонены к оси вала
для лучшего охлаждения. В сумме в условиях взлета в пере-
днем отсеке выделяется 98,3 ккал/мин тепла.
Подшипники № 2 и № 3. Количество выделяемого тепла и
рабочие температуры подшипника № 3 очень сильно зависят
от расхода масла и места его подвода. Масло разделяется на
два потока — часть расхода масла направляется в разъем внут-
реннего кольца, часть — на направляющую поверхность ниж-
него кольца, по которой скользит сепаратор.
Внешнее кольцо подшипника работает при температуре,
превышающей температуру внутреннего кольца на 36° С. Этот
градиент температуры может быть снижен путем увеличения
расхода масла и. следовательно, увеличения оттока тепла от
внешнего кольца. При расходе масла 11,34 кг/мин можно пол-
учить приемлемый компромисс между рабочими температурами
колец подшипника, с одной стороны, и величиной снимаемого
тепла — с другой.
Смазка разбрызгиванием введена только как наиболее рас-
точительная, применена лишь в подшипнике № 2 для смазки
беговых дорожек. Струя масла, направляемая на внутреннее
кольцо, обеспечивает необходимую смазку и требуемое охлаж-
дение подшипника.
Подшипники внешнего вала и зубья главного редуктора
смазываются маслом пни расходе масла 2,72 кг/мин.
В условиях взлета с подшипников № 2 и № 3 и с приле-
гающих элементов зубчатой передачи в сумме снимается тепло,
равное 335,1 ккал/мин.
Теплоотдача в масло имеет размерность мощности, так как
она эквивалентна мощности механического привода, затрачен-
ной на преодоление сил трения во всех смазываемых узлах
трения двигателя. Это справедливо при отсутствии внешнего
подвода тепла к ним.
84
Теплосъем в заднем отсеке. Необходимо отметить, что в от-
личие от переднего отсека, работающего в условиях холодной
среды, задний отсек требует значительного отвода тепла.
Углеродистые уплотнения подшипников № 4 и № 5: в под-
шипник № 4 масло подается прямо на внутреннюю беговую
роликовую дорожку и в центр каждого сепаратора. Эти повер-
хности и сами ролики работают при высоких скоростях движе-
ния. Смазка внутреннего кольца осуществляется маслом по осе-
вым канавкам во втулке внутреннего кольца. Канавки выпол-
нены с небольшим шагом по окружности. Для защиты этого
участка прокачивается 6,35 кг масла в минуту.
В подшипнике № 5 для^ унификации сделана такая же си-
стема маслопрокачки, но с меньшим расходом масла. Но пол-
ной унификации нет, так как и силы, действующие на подшип-
ник № 4, и величина прокачки масла отличаются. Заднее углеро-
дистое уплотнение подшипника № 5 имеет винтовые каналы ох-
лаждения, через которые на трущиеся поверхности поступает масло
в количестве 0,9 кг/мин. Суммарный теплосъем с отсека в условиях
земли и с учетом теплосъема со стенок отсека в количестве 65,5
ккал/мин составляет в целом величину 206,6 ккал/мин.
Следовательно, на каждые 10 кН стендовой тяги ТРДД: теп-
лоотдача в масло Q = 40 ккал/мин; потребная прокачка масла
1,85 л/мин.
Опоры и валы трехвальных ТРДД Д-36 и Д-18 Т:
1) Двухконтурный турбореактивный трехвальный двигатель
с расположением вентилятора спереди и укороченным каналом
внешнего контура Д-36 установлен на ЛА ЯК-42 и АН-72.
«Сухая масса» — 1100 кг. На взлетном режиме: тяга R =
65 кН, = 20 (Tj)max == 1510 К, т = 5,600, частота вращения
роторов ВД — 14000 1/мин, НД — 10400 1/мин, НД — 5300
1/мин, удельный расход топлива С = 0,0378 кг/Н - ч. На крой-
серском режиме тяга R = 16,00 кН, Суд в 0,066 кг/Н - ч. Его
модификации — Д-436Т (ЛА ТУ-334-1) взлетной тягой 75 кН
(т = 5,5); Д-136 турбовальный трехвальный двигатель мощностью
на взлетном режиме N = 8444 кВт (11400 л.с.), (я£)е “ “18,3,
G = 36 кг/с, (^р)тах == 1478 К, «сухая масса» — 1050 кг.
Двигатель Д-36 имеет три ротора с различными и оптималь-
ными для каждого из них частотами вращения. Вентилятор од-
85
ноступенчатый. его турбина трехступенчатая. Ротор вентилятора
двухопорный с задней опорой и роликоподшипником, располо-
женным в корпусе стойки выхлопного устройства, и передней
опорой, установленной под колесом вентилятора. Роторы низ-
кого и высокого давления газогенератора также двухопорные.
В передней опоре ротора низкого давления установлен ра-
диально-упорный шарикоподшипник 5-1126934 Б2Т2 размером
170 х 230 х 28/33 (цифры обозначения 28/33 объясняются раз-
ной шириной внутреннего и наружного кольца), на валу из
б/ об
стали ЭП 609 Ш У70 ” НаРУжпое кольцо подшип-
ника установлено в упругом стакане типа «беличье колесо»,
непосредственно над кольцом — масляный демпфер, ограничен-
ный уплотнительными кольцами. Параметры радиально-упорно-
го подшипника КНД: d n — 2,14- 106 мм - 1/мин, долговеч-
ность — 104 ч. Рабочая температура — 170° С, количество под-
водимого масла 5...6 л/мин.
В задней опоре ротора турбины низкого давления и ро-
тора турбины высокого давления установлены на соответст-
вующих валах два роликоподшипника, имеющих масляные
демпферы и одинаковые размеры: 110 х 145 х 33,5. В ТВД —
d- п ”1,77 106 мм 1/мин, долговечность — 104 ч, рабочая
температура — 170° С, количество подводимого масла — 2,4 л/мин,
в ТСД: d п — 1,32 106 мм - 1/мин, долговечность — 105 ч,
количество масла — 2,1 л/мин.
Передняя опора ротора КВД установлена в упругой опоре
типа «беличье» колесо, ее шарикоподшипник 85-1126928Р1 име-
ет размеры 140 х 190 х 24/30. Параметры подшипника d n =
2,34- 106 мм - 1/мин, долговечность 2100 ч, рабочая темпера-
тура 245° С и количество подводимого масла 6...7 л/мип. На
каждые 10 кН в ТРДД Д-36 потребная прокачка масла
2,0...2,3 л/мин.
Критические частоты вращения ротора НД:
п тах = 10400 1/мин, (raj)Kp= 19720 1/мин на жестких опорах
ак.н.д= °’ ат.н.д= °’ на УПРУГИХ опорах акнд= 30,0 10“6 см/Н;
ат.н.д= 30,0- IO"6 см/Н; п1кр = 2340 1/мин; п2кр = 6542 1/мин;
л3кр= 23407 1/мин.
86
Критические частоты вращения ротора ВД:
п тах = 14000 1/мин; (« j) кр = 21324 об/мин на жестких опорах, на
упругих опорах аквд = 20,5 10 см/Н и атв д = 1,32 10 см/Н;
п1кр= 3438 1/мин; п2кр = 10075 1/мин; «Зкр= 50000 1/мин;
2) Трехвальный ТРДД Д-18Т. Турбовентиляторный ТРДД
на взлетном режиме имеет тягу /? = 233 кН, =25, степень
двухконтурности т = 5,6, температуру (Т*) =1600 К, частоту
вращения ротора ВД п = 9300 1/мин, СД п = 6125 1/мин,
вентилятора п = 3450 1/мин (что примерно на 30% меньше по
сравнению с Д-36). На крейсерском режиме Н =• 11 км,
Мн~ 0,75 (СЛУ): R= 48,6 кН, Тг = 1360 К. Диаметр венти-
лятора D = 2330 мм, «сухая масса» двигателя — 41,0 кН.
Схема двигателя аналогична Д-36: zR = 1+7 + 7 и zr =
=1 + 1+4. Опоры вентилятора показаны на рис. 4.5 [10]. Опоры
газогенератора:
— передняя опора ротора СД — радиально-упорный шари-
коподшипник — установлен в упругом стакане типа «беличье
колесо» в сочетании с масляным демпфером, что эффективно
снижает динамические нагрузки от ротора КСД. Размеры и
параметры подшипника 86-1126956Р1 — 280x 380x 46/55,
(d п)= = 2,02 106 мм - 1/мин, долговечность — 5,6- 104 ч,
количество масла — 6 л/мин. При установке подшипника сле-
дует обеспечить по внутреннему диаметру натяг 0,038 мм,
зазор 0,009 мм, по наружному — натяг 0,035 мм, зазор 0,033
мм. Относительный размер цапфы в месте установки подшип-
ника 0,928;
— передняя опора ротора ВД имеет конструктивно аналогич-
ную схему демпфирования опор СД. Размеры и параметры под-
шипника 85-1126944Р2 — 220 х 300 х 38/44, d- п — 2,42- 10 6, дол-
говечность 1030 ч, количество масла — 6 л/мин, рабочая тем-
пература 190...240°, = 0,92;
— роторы турбин ВД и СД показаны на рис. 4.2 и 4.3
[11], задняя опора — на рис. 4.4 [И]. В роторах СД и ВД
установлен одинаковый роликоподшипник 220 х 280 х 24/56,
87
(d- n) - 2,24- 106 (ТВД) и 1,47- 106 (ТСД). Конструкция под-
шипника отличается формой сепаратора с «крылышками» для
улучшения маслоподвода и тем, что в наружном кольце подшип-
ника увеличенной длины выполнены кольцевые проточки для уп-
лотнений маслодемпфера. Размеры и конструкция подшипника
показаны на рис. 16 [22] и рис. 4.4 [11].
3.4. Опоры и валы одновального подъемного ТРД РД-48
(РД-38)
Схема подъемного ТРД показана в [10] на рис. 13,в. Па-
раметры двигателя на максимальном режиме: Я=41 кН,
л* = 6,28, Т* = 1458 К, G = 53,5 кг/с, удельный расход топлива
0,140 кг/Н • ч. Сухая масса двигателя 3180 кг, nms(X= 12450 1/мин.
Коэффициенты полезного действия компрессора ц*=0,82,
турбины Т|*= 0,867, <?охл= 8,45%. Степень расширения газа
в турбине л* = 2,095; Хт = 0,6, zp к= 68, zc а= 49. Наружный
диаметр рабочего колеса D= 720 мм, высота пера лопатки
h = 95 мм. Назначенный ресурс двигателя — 75 ч (всего
500 циклов работы), для вала, выполненного из титана ВТ-
3 одл = 1060 МПа. Компрессор имеет семь ступеней, турбина
одноступенчатая.
Ротор двигателя двухопорный, на задней опоре, расположен-
ной перед диском турбины, установлен роликоподшипник с раз-
мерами 80 х 124 х 22 (ролик 12 х 12 мм), на передней опоре
— шарикоподшипник 56 х 100 х 22 (диаметр шарика d= 14
мм). Диск турбины установлен непосредственно на вал и пере-
дает крутящий момент через эвольвентные шлицы h- 3,5 мм,
£= 52 мм.
Выполним расчетную оценку запасов прочности вала тур
бины в месте, где установлен роликоподшипник (DHap= 80,
^ = 0,85) для двигателя РД-38 с меньшей тягой на взлете
/?= 32,5 кН, (<)гаах= 1368 К, <=5,17, <=2,01 (zK= 6 и
zT= 1) и GB= 45,2 кг/с (< = 497 К).
88
Максимальная частота вращения ротора обоих двигателей
гстах= 12450 1/мин; работа турбины LT= 2,16- 105 Дж/кг. Оце-
ним прочность вала в месте установки подшипника турбины:
п
30- L-C- 30-- 10 s- 45,2_ 7492 н.
з г
^КР 16
3,14- 12450
л п
л 8
16
8,0
= 48,02- 10м3;
Мкр
кр- W ~
74926 106 )Г/.
48 02
0 = ^0Г + 4т2 = ^972+ 4- 1562 = 327 МПа.
Запас прочности п =
°ДД
& экв
1060
327 “
3,24.
В приведенном выше расчете нормальные напряжения оп-
ределены исходя из данных по осевой силе с учетом давления
газа в полости разгрузки за компрессором [10]. Оценка запасов
прочности вала по касательным напряжениям дает ошибку в
запасе ~ в два раза.
3.5. Опоры и валы ТВД
При расчетах вала ТВД с винтом рассматривают следующие
нагрузки.
— Максимальный крутящий момент, зависящий от переда-
ваемой мощности и частоты вращения:
(Мкр)
винта
Nb N
2пп„ со ’
о
(41)
где NB
— винтовая мощность, Вт; пв — частота вращения винта,
кр) винта ’ м»
95507V зо LTGT
•Мкр)т=
(42)
89
NT — мощность на валу турбины, кВт; L — удельная работа рас-
ширения газа в турбине, Дж/кг; G — расход газа, кг/с; пт —
частота вращения ротора турбины, 1/мин; (^Икр)т — Н- м.
о.м
N = N - N
в т 11 о.м’
где Nо м —- отбираемая мощность от вала турбины
т = —= М / п • 1 - —
кр И' 2Икр/ 16 1 D
кр к 7
— Суммарный изгибающий момент:
W Е) и = М гир + изг) 1 ’
(43)
(44)
(45)
где М — гироскопический момент, Н- м; (М < — изгибаю-
1 и р/ И ЗГ Л
щий момент от силы тяжести ротора т , неуравновешенной силы
дисбаланса Рн и центробежной силы инерции ротора,
Мгир= 'р61,0 since,
(46)
где /р — массовый полярный момент инерции лопастей и втулки
винта, О. — угловая скорость эволюции самолета, 1/с; сов — уг-
ловая скорость вращения винта, 1/с;
a=gKi/V„, (47)
где — коэффициент эксплуатационной перегрузки; Vn — ско-
рость самолета, м/с
U изг UZ
изг
(48)
где D в, d в — наружный и
Поперечные силы:
внутренний диаметры вала.
(Рг)е= рт+(рг)н+<рг)р (49)
где РТ — сила тяжести ротора
делен по прототипу)
G»=GB.np
(вес винта G
, В.пр
может быть опре-
(50)
90
Радиальная сила инерции неуравновешенной массы ротора
(рг)н= (тб«л<шег)“в> <50 )
где т балансг ~ Дисбаланс или неуравновешенная масса ротора. Ве-
личина (Р г) и не должна превышать 4 — 5% силы тяжести ротора.
Центробежная сила инерции, возникающая при криволи-
нейных эволюциях ротора
(/>,),=
где Kj- 3...4 — коэффициент перегрузки.
Р г = т+ г) в ]2 + г)2 • (5П
Осевые силы:
Осевая сила от ротора турбины
РТ= Рг)* Gr(-Cta- С2О) +
= "(«к" 'ф^’в.ег- ^.cr)* PXj+ Р винта' (52)
Сила тяги воздушного винта Р
НИ и
(52)
где N в измеряется в Вт, v — в м/с, Рв — в Н; сила инерции от
массы винта
Pj=GBn„ (52")
пд — коэффициент осевой перегрузки, п э= 3...4. Р xj — осевая
сила инерции массы ротора при разбеге или торможении самолета
(pxj= 2Сротора п₽и Разбеге ЛА; Рxj= 3GpoTopa при торможении
ЛА; расчетный режим-взлет, сила Р Xj положительна).
В зависимости (52): и р2 “ давление газа перед и за
рабочим колесом; Рп ст и Р 3ст — давление газа на переднюю
и заднюю стенки диска; гн и R к — наружный радиус вала и
радиус корневого сечения лопатки.
Напряжения растяжения:
®р= *P№/f, (53)
где f — площадь поперечного сечения вала.
91
По теории наибольших касательных напряжений
Запас прочности
*В=<Ч2/Оэ^ U...2,0. (55)
Эквивалентные напряжения валов существующих двигате-
лей находятся в пределах 250...450 МПа. Валы изготавливаются
из материалов 40ХНМА, 18ХНВА, 12 Х2НВФА, у которых пре-
дел прочности 0В> 1000 МПа.
Расчет подшипников вала винта ТВ 7-117. Исходные данные:
в данном расчете производится определение нагрузок на подшип-
ники вала винта поз. 17 и 18 (см. рисунок) с учетом инерцион-
ных перегрузок и гироскопических моментов при эволюциях са-
молета, а также рассчитывается долговечность подшипников.
Величина тяги винта определена по зависимости (52 ). Ве-
личина угловой скорости самолета и инерционные перегрузки
приведены в табл. 27.
Таблица 27
j Наименование режима Величина угло- вой скорости, 0) рад/с Величина инерционных перегрузок пу Коэффициент п родо лжительности режима а
I Стендовый I Эксплуатационный 0 0,361 1 4,67 «*= 1,5) 0,835 0.165
*f — коэффициент безопасности.
Расчет производится по методике, представленной в разделе 2.
Данные по валу винта: частота вращения п в= 1200 1/мин;
2
момент инерции винта Jв= 6500 Н* см* с ; сила тяжести вин-
та G= 2,1 кН; дисбаланс на винте Д = 150 Н- см.
Величина тяги винта на режимах дана в табл. 28.
Таблица 28
Номер режима Наименование режима Тяга, А, кН Коэффициент продол- жительности режима
‘ 1 Взлетный 33,98 0,035
2 Максимально продолжительный 12,69 0,35
3 Крейсерский 12,34 0,615
92
Определение эквивалентной тяги винта
= ГЗЗ,983’33- 0,035+ 12,693,33- 0,35+ 12,343’33- 0,61б)= 15,12 кН.
Определение реакций в опорах винта
— Стендовый режим.
Реакция от дисбаланса Д в точке приложения силы тяжести
винта
где угловая скорость вала
клв 3,14- 1200 ...
“=1Г—30------------= 125’6 1/с:
реакция
Яд = 15,09815,62 • 10’3= °-24 кН-
Реакции от дисбаланса винта в опорах
R 17д= 0,604 кН, R 18д= 0,363 кН.
Расчетная схема вала винта показана на рис. 3. Реакции
от силы тяжести винта в опорах 17 и 18:
П — 21Q-(246+ 163,5) _ е 26 кц.
И ~ 163,5 " КН’
„ 210- 246) q <с и
163,5 3,16 кН'
Реакции от силы тяжести винта в обеих опорах больше
реакций от дисбаланса, поэтому обкатки ротора в опорах не
будет.
Определение средних реакций на стендовом режиме (0 —
коэффициент нагрузки):
Д1т17= ®17^Д17в+ Д17д):
л1т17= 0,89(5,26 + 0,604)= 5,22 кН;
I
Я 1т 18 = 0 18 (^i8b+ Я17Д);
Я1т18 = 0,89(3,16+ 0,362?)= 3,13 кН.
93
— Эксплуатационный режим.
Определение реакций от гироскопического момента:
М* = = 6500- 125,66 0,361= 2,95кН • м;
гир в В Z
Z
pz _ pz _ ^гир _ 294720 лолпс и
“17 гир “18 гир i 16,35 1°>02о кН.
Реакции в опорах от инерционных перегрузок:
Я?7Л= Я17гИрПу= 5,26- 3,11= 16,36 кН;
Я?8п = Л18гЯр«у= 3,16- 3,11= 9,86 кН.
Постоянно действующая нагрузка на подшипники при экс-
плуатации:
R 17 = ^R1V + (й 17 гир) 2 = V1635,742+ 1802,62 = 24,3 кН;
л18= ^(Я?8»2+ 18гир)2 = ^982,62+ 1802,62 = 20,53 кН.
Определение средней нагрузки на подшипники на эксплу-
атационном режиме:
Л 2/п 17 = 0 1 ^17+ Л 17д^
г ( г /Л
R 2т 18 = 0 2 \ R 18 + R 18д »
к >
/ /
0 — коэффициент нагрузки, 0 17 = 0 18 “ 0,97.
Я,„17 = 0,97(2434,13+ 60,4)= 24,2 кН;
Л 2/7/18= 0,97(2053,13+ 36,3)= 20,266 кН.
Средняя нагрузка при расчете долговечности подшипника:
р — ( р \ 3,33 . / р \ 3,33 0,3 _
“/п 17 ~ Н “ lml7 1 al+f“2ml7j а2
= 521,93'33- 0,835+ 2419.73,33- 0,165]°’3= 14,1 кН;
R т 18 Л d \ 3,33 । ( 1 “ 2ml8 ] а 1 + f 2т18 )3-33а2] 0,3 =
— ’ 311,463’33 0,835+ 2026,63’33- 0,165’ 013 = 11,74 кН.
94
Определение долговечности подшипников:
Подшипник А 32122Б5Т2, поз.17 (см. рис. 3), С= 128,0 кН
(13048 кГс); Л17= 14,0995 кН (1409,95 кГс); пй = 1200 1/мин;
Кп= 1,2, Кк= 1,0; Kt= 1,15; а23= 1,0;
I = 1<)6
17 1200 60
3’33- 1,0 = 7848 ч.
13048_____
1409,95- 1,2 1,15
Подшипник А 176218В, поз. 18 (см. рис. 3).
С = 111000Н (11315 кГс); Я18= 1174 кГс; Ав= 1512 кГс;
пв= 1200 1/мин; АГД = 1,2; К к = 1,0; Kt = 1,0; «23= V0.
(?18 = (0,41- 1174+ 0,87- 0,604) 1,2 = 21,6 кН (2156 кгс);
•1,0 = 2007 ч.
, = 106 Г11315
L 18 600 1200 2156
Расчет показывает, что подшипник позиции 18 является
«слабым» звеном конструкции.
Рассмотрим далее долговечность подшипников центрального
привода.
Расчет подшипников центрального привода ТВ7-117. Исход-
ные данные для расчета: Кинематическая схема центрального
привода показана на рис. 9 [22]; центральный привод служит
для передачи крутящего момента к верхней коробке приводов
от ротора свободной турбины и к нижней коробке от ротора
турбокомпрессора. В расчете учитываются нагрузки на подшип-
ники только от передачи крутящего момента к шестерням цен-
трального привода; передаваемые мощности, крутящий момент
и частота вращения ведущих конических шестерен центрально-
го привода показаны в табл. 29.
Таблица 29
Наименование шестерни Номер шес- терни на схе- ме рис. 3 Мощность на валу шестер- ни N, л.с. Крутящий момент М, кгс см Частота вра- щения вала шестерни п, 1/мин
Ведущая шестер- ня привода к вер- хней коробке 1 74,89 306,94 17500
Ведущая шестер- ня привода к Я нижней коробке 3 46,50 40,03 29520
95
Данные по геометрии шестерен приведены в табл. 30.
Таблица 30
Но- мер шес- те р- Р ни на рис. 3 Вид шес- терни Чис- ло зубь- ев Z Сред- ний де- литель- ный диа- метр, d, мм Мо- дуль т, мм Угол зацеп- ле- ния а, град Ши- рина шес- тер- ни в, мм Угол на- клона спира- ли р, град На- правле- ние спира- ли Угол на- чально- го кону- са <р, град
1 Ведущая 49 129,05 2,8 20 12 33*48 31 Левая 42*45 15
2 Ведомая 53 139,59 2,8 20 12 33*48 31 Правая 47*14 45
3 Ведущая 31 80,57 2,8 20 12 35*51 Правая 31*17 35
4 Ведомая 51 132,55 2,8 20 12 35*51 Левая 58*42 25
Расчет реакций в опорах центрального привода:
— вал 6—7 (см. схему рис. 3 и рис. 6).
Крутящий момент в зацеплении
Д'
М. = 71620 —= 71620
1 птс
75
17500
= 306,94 кгс • см ~ 30,7 Н • м.
Окружное усилие в зацеплении
„ м 1 306,94 „ ,оп „
Р, -------= о /С-Ог= 47,57 кгс = 480 Н.
1 г j 6,4525
Шестерня 1 — ведущая, спираль левая, вращение по ча-
совой стрелке.
Радиальное усилие
г -1
Т а =------ - sin ц sin <р , + tg (а + р) cos Ф < =
* РЛС II . I А *
= Г - 0,5563 0,6788+ 0,4142- 0,7343] =
и,оо1 L J
= 57,24(- 0,3776+ 0,304)= - 4,2 кгс = 42 II.
Осевое усилие
Р1 г п
Vt =------- - sin ц j sin ф । + tg (а + р) cos ф ।
COS Ц 4 L 1 J
96
j/2
Gtk j/3
SL
□
m
Рис. 6. Схемы роторов.
= 0,5563- 0,7343+ 0,4142- 0,6788=
= 57,24 0,4085+ 0,2812)= 39,48 кгс = 395 H.
Расчетная схема вала 6—7 показана на рис. 6,а.
- 93,5- Т\ • 35,5+ Vt • 64,525= 0;
93,5- 58+ 64,525= 0;
- 35,5+ 64,525
R уб= 93 =
97
- 149,1+ 2547,447 пс псс с
--------------------= 25,65 кгс = 256,5
1/7"
93,5
- • 58,0+ Vf • 64,525
1 1 = - 29,85 кгс
н.
93,5
= -298
Н;
R& 93,5+ Pt 58= 0;
р < 35,5
= —= - 18,06 кгс = —180
Уа,о
р 4 • 58
Rxl =---эо 4 = “ 18,06 кгс = -295
Xl Z9,15
Я6= х/25,652+ 18,Об2 = 31,37 кгс = 314 Н;
Я7 = '^29.852+ 29,512 = 41,97 кгс = 440 Н;
Вал 8—9 (см. схему рис. 6,6).
Крутящий момент в зацеплении шестерен 3 и 4
N о 4 5
МкпЧ л = 71620—= 71620^—^;= 40,03 кгс • см = 4 Н
КР 04 П з Z90ZU
Среднее окружное усилие в зацеплении
р М«р_3-+ = 9,94 кгс = 99 Н.
° г з 4,UZo
Шестерня 3 — ведущая, спираль правая, вращение
гив часовой стрелки.
Радиальное усилие в зацеплении
м.
про-
3“
Осевое
' 3
cos Цз
0,5857- 0,5193+ 0,4142- 0,8543] =
в 0,6106 кгс = 6,1 Н.
усилие в зацеплении
рз
- sin р. з sin <р з + tg (а з + р 3) cos ф 3
3 cos р. 3
- sin р. з sin ф з + tg (а з + р 3) sin ф 3
98
9,94
0,8106
0,5557- 0,8543+ 0,4142 0,5193] =
= 8,77 кгс = 88 Н.
Расчетная схема вала 8—9 показана на рис. 6,6.
-7?^- 79+ Р3- 40,28- Т3- 47,5= 0;
Ry9- 79+ Т3- 31,5+ Р3- 40,28= 0;
_ У3- 40,28- Г,- 47,5 877. 4028- 0,6106- 47,5
79 " 79
353,25- 29,0
79
4,1 кгс = 41
Н.
R _ - гз~ 31’5 - У3- 40-28_ - 0,6106- 31,5- 8,77- 40,28_
У9 79 - 79
- 19,3- 353,25 ,ntt. ,пг „
=------------— = 4>'’8 кгс = 47,5 Н
- Я8х- 79- Р3- 47,5= 0;
я 8х = - 9,947947'5 = 5-97 кгс = -59>7 н;
R9z' 79+ Р3’ 31-5= °;
О QZ . Q4 t:
R = - ’ 7П ’ = 3,96 кгс = -39,6 Н;
/у
п8 = ^4,12 + 5,972 = 7,24 кгс = 72,4 Н;
/?9 = ^4,7152+ 3,962 = 6,16 кгс = 61,6 Н.
Расчет долговечности подшипников валов шестерен цент-
рального привода:
— Подшипники вала 6—7
Позиция 6. Подшипник 5-113БТ2. Размеры 65 х 100 х 18 мм
С = 30700 Н (3129,5 кгс), Со= 19600 И (1998,0 кгс).
Кд= 1,1, Kt= 1,15, Rq= 31,37 кгс; А= 39,48 кгс = 400 Н;
A A 4Q
^=0,019; /=0,30; = 1,258> I;
99
<?6 = ( хКкЯт+ УА ]KnKt =
0,46- 31,37+ 1,79- 39 49 11,15 1,1= 107.6 кгс = 107,6 Н.
1 < 3, а 2з — 0,8;
10 6
6 60
r С V3 _ 106 (3129,5V
Q J 023 60- 17500[ 107,6 I
= 23422- 0,8= 18737 ч.
Позиция 7. Подшипник 6-32110Б1Т2. Размеры 50 х 80 х 16 мм,
С = 30800 Я (3140 кгс); С0 = 17600 Н (1794 кгс). Яд = 1,1;
К 1,15; Я7 = 41,97 кгс = 420 Н;
Q 7 = КК.+ КЯ7= 1- 1,15+ 1,1- 41,97= 53,09 кгс = 531 Н.
ж f t\ €• /4 *
2,5, о, 2з — 0,8;
106 <CV-33 = 106 < 3140 V-33
'° 23 60- 17500 53,09
0,8 =
7 6 • п Q
= 605- 103 ч.
Подшипники вала 8—9
Позиция 8. Подшипник 6-32110Б1Т2. Размеры 50 х 80 х 16 мм;
п= 29520 1/мин
С= 30800 Н (3140 кгс); Со = 17600 Н (1794 кгс); Хд = 1,1,
Хк= 1, Kt^ 1,15, Я8 = 7,24 кгс = 72,4 И;
(?8 = KKKt 1,1- 1,15- 7,24= 9,16 кгс = 91,6 Н.
X > 3,7, а 23= 0,8;
106
(3140 V'33
8 60- 29520 9,16
0,8 =
= 0,56- 0,8- 276- 106 = 123,8- 106 ч.
Позиция 9. Подшипник 25-211Б1Т. Размеры 50 х 100 х 21 мм.
£= 43600 Н (4444,4 кгс); Со= 25000 Я (2548,4 кгс);
Яд= 1,1; Кк= 1; К t = 1,1; Я9 = 6,16 кгс, Л9 = 8,77 кгс= 87,7 Н;
100
A____8JL
Cq~ 2548,4
0,0034;
Z= 0,27;
A____8,77 ,
К R~ 6,16" A’
К
Qg = [0,45- 6,16+ 2- 8,77)1,1- 1,1= 24,6 кгс = 246 H.
X > 2,5, a 23— 1;
106 f 44444 V й R
L* = 60 29520 Ч0Г = °'56‘ 5’89' 10 = 3’3' 10 4-
Расчет подшипников роторов TB7-117. Исходные данные
для расчета:
— Кинематическая схема роторов приведена на рис. 3. Ро-
тор турбокомпрессора опирается на три подшипника поз. 1, 2
и 3 и конструктивно состоит из двух частей: ротора осевого
компрессора и ротора турбокомпрессора. Трехопорный ротор
рассчитывается как два двухопорных ротора, причем нагрузки
на вторую опору суммируются, исходя из расчетов двух роторов
(роторы с обозначениями 1—2 и 2—3).
Ротор свободной турбины опирается на два подшипника
поз. 4 и 5 и имеет консольное расположение дисков.
— Подшипники опор роторов воспринимают следующие на-
грузки: постоянные — от веса, переменные — от дисбалансов
роторов на опорах, кратковременные — от инерционных пере-
грузок и гироскопических моментов роторов при криволиней-
ных полетах. Дисбалансные нагрузки на подшипники опреде-
лялись с учетом податливости опор, при увеличенном по отно-
шению к заданному в ТУ дисбалансу роторов.
Кратковременные нагрузки на подшипники от инерционных
перегрузок и гироскопических моментов при криволинейном по-
лете определены для случая сложного движения, когда угловые
скорости при полете относительно осей у, z и инерционные
перегрузки по оси у действуют одновременно.
В межвальном подшипнике 5-й опоры (поз. 5) наружное
кольцо вращается с частотой вращения ротора турбокомпрессора.
Внутренним кольцом подшипника служит ротор свободной
турбины.
Осевые усилия от роторов турбокомпрессора и свободной
турбины воспринимаются радиально-упорными подшипниками
1-й и 4-й опор (поз. 1 и 4) соответственно.
Ресурс изделия — 1600 ч.
В нижеследующих таблицах приведены:
101
Массы и моменты инерции роторов представлены в табл. 31.
Таблица 31
Наименование Обозначе- ние по схе- ме рис 1 Масса ро- тора, G, кг Момент инерции относительно оси х, Т0, кг см с2 Момент инерции относительно оси Z, J э , кг • см с2
Ротор осевого компрессора 1-2 20 1,39 3,03
Ротор турбо- компрессора 2-3 47 3,57 6,64
Ротор свобод- ной турбины 4-5 26 2,85 5,02
Дисбаланс и динамическая податливость опор представлены
в табл. 32.
Таблица 32
Номер опоры по схеме рис. 1 Динамическая по- датливость, Д см/кгс Дисбаланс Д, г см
по ТТ чертежа принятый в расчете
1 2,0 103 1 5
2 2,0- 10 3 1 10
3 2,0- 10 3 1 15
4 2,0- 10 3 1 15
5 2,0 103 1 5
Инерционные перегрузки и угловые скорости при эволюци-
ях представлены в табл. 33.
Таблица 33
Наименование режима Величина угло- вой скорости со2 рад/с Величина инерцион- ных перегрузок пу Продолжитель- ность режима
Стендовый 0 1,00 0,835
L Эксплуатационный 0,361 4,67 (f = 1,5) 0,165
f* — коэффициент безопасности.
102
Данные газодинамического расчета турбокомпрессора на
различных режимах работы двигателя представлены в табл. 34.
Таблица 34
Наименование Обозначение Номера режимов
1 2 3
Осевое усилие на радиально-упорный подшипник, Н 4 2500 900 1300
Частота вращения ротора, 1/мин п 30375 29677 29383
Коэффициент продолжительности режима а 0,035 0,35 0,615
Примечание. Осевое усилие па радиально-упорный под-
шипник оценивается по данным давлений в полостях.
Расчетная схема ротора турбокомпрессора 1—2—3 показана
на рис. 6,в, схема ротора свободной турбины 4—5 — на рис. 6,г.
Расчетные нагрузки на подшипники роторов по режимам
сведены в табл. 35.
Таблица 35
Наименование режимов Нагрузки на подшипники Н
от инерционных нагрузок от гироскопических моментов
1 опора 2 опора 3 опора 4 опора 5 опора
Л, Я, R,. *2
Стендовый Эксплуатацион- ный 109/0 338/0 0/0 0/324 320/0 995/0 0/0 240/0 750/0 0/0 0/98 303/0 943/0 0/0 0/356 43/0 134/0 0/0 0/356
Параметры, необходимые для расчета подшипников роторов,
а также результаты расчета приведены в табл. 36.
103
Таблица 36
Наименование Обозначе- ние Номер опоры
1 2 3 4 5
Обозначение подшипника по каталогу — 25-126114Р 55-1032914Р1 5-32114Р 35-126218Р 5-292106БТ2'
Частота вращения ротора, 1/мин, средняя | максимальная Л ам т п max 29520 30375 29520 30375 29520 30375 17500 17500 12020 (Дп) 12875
Осевое усилие, Н: среднее максимальное А.. 771 max 1306,0 2500,0 — — 6530 8100 —
Реакция от дисбаланса, Н —- - - - - - ДА 487,0 974,0 1461,0 513,5 171,0
Реакция от веса, Н 109,0 319,0 241,3 303,0 43,0
Суммарная реакция от дисбаланса и обката с учетом податливости, Н 9,0 290,0 188,0 288,0 49,4
Средние реакции на стенде, II Я 108,0 460,0 326,0 444,5 70,0
Средняя реакция при расчете долго- вечности подшипника, Н 274,0 742,4 710,0 666,0 221,0
Максимальная радиальная нагруз- ка, Н Лтах 477,0 1454,0 1380,0 1296,0 430,0
Продолжение табл. 36
Наименование Обозначе- ние Номер опоры
1 2 3 4 5
Приведенная радиальная нагрузка, II Qm • 1374,0 817,0 781,0 6549,0 321,0
Параметр смазки X 3,0 3,0 2,1 2,3 0,66
Коэффициент, характеризующий со- вместное влияние качества металла деталей и условий эксплуатации на долговечность а 23 1,0 0,8 0,8 1,0 0,6
Долговечность подшипника с уче- том коэффициента а 23 L 22595 483632 730800 4909 578200
Осевые зазоры в подшипнике, мм S min S max 0,178 0,22 — — 0,230 0,360 —
Расчетный угол контакта шара, град с наружным кольцом с внутренним кольцом X и 5,3 35,5 — — 11,5 31,5
Расчетный угол контакта в подшип- нике, град минимальный максимальный i .s s 6 6 CQ. (XX 15,3 55,2 — 19,5 30,4 —
Запас по статической грузоподъемности К °k 30,0 24,0 26,7 19,5 21,5
Скоростной коэффициент по внут- реннему диаметру d n 2,13- 106 2,13 106 2,13- 10 6 1,57- 106 0,64- 10 6
Окончание табл. 36
Наименование Обозначе- Номер опиры
ние 1 2 3 4 5
Центробежная сила тела качения, Н: средняя максимальная \ Рст.ж 640,0 678,0 368,0 390,0 530,0 560,0 1537,0 1537,0 33,0 33,0
Максимальные контактные напряже- ния, МПа: во внутреннем кольце в наружном кольце кв max кн шах 1217,3 1601,8 560,4 786,6 562,7 836,7 1517,5 1561,1 635,1 618,4
Запас по максимальным контакт- ным напряжениям: внутреннее кольцо наружное кольцо к>. к-. -ю 2,88 2,18 8,99 6,40 8,90 5,98 2,31 2,24 5,51 5,66
i Суммарная контактная деформация от средних усилий, мм «т 0,0103 0,0040 0,0048 0,0220 0,0017
Рабочая температура подшипника, ’ С * п.р 203,6 177,2 172,0 187,0 125,0
Требуемое количество масла для ра- боты подшипника, л/мин V. 2,75 2,70 3,20 4,20 2,20
Угол допустимого перекоса колец, град ф 0,2 0,06 0,106 0,148 0,09
Угол возможного перекоса колец, град Фет 0,026 0,017 0,017 0,023 0,026
ЛИТЕРАТУРА
1. Труды XV научных чтений по космонавтике // Теоретические
проблемы авиадвигателестроения ИИЕТ РАН. — М.: Отдел оператив-
ной полиграфии ЦНСКБ, 1991.
2. Холщевников К.В. Теория и расчет авиационных лопаточных
машин. — М.: Машиностроение, 1970.
3. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных
двигателей / Под ред. Д.В. Хронина. — М.: Машиностроение, 1989.
4. Биргер И.А. и др. Расчет на прочность деталей машин. Спра-
вочник. — М.: Машиностроение, 1993.
5. Ковнер Д.С. и др. Расчет и проектирование камер сгорания ВРД
в САПР: Учеб, пособие. — М.: Изд-во МАИ, 1989.
6. Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели. Кон-
струкция и расчет деталей. — М.: Машиностроение, Л981.
7. Иванов Г.А. Расчет валов ГТД па прочность и колебания. Ме-
тодические указания. — Уфа: Изд-во УАИ, 1975.
8. Нестеренко В.Г. и др. Проектирование и расчет ВРД. — М.:
Изд-во МАИ, 1991.
9. Подшипники качения. Справочник-каталог / Под ред. В.Н. На-
рышкина. — М.: Машиностроение, 1983.
10. Нестеренко В.Г. и др. Атлас схемно-конструктивных решений
узлов ВРД. - М.: Изд-во МАИ, 1991.
11. Никитин IO.М. и др. Раздаточный материал к учебному посо-
бию «Конструкция и проектирование узлов соединений роторов турбин
и компрессоров авиационных двигателей. — М.: Изд-во МАИ, 1989.
12. Белоусов А.И. и др. Конструкция и проектирование уплотнений
вращающихся валов турбомашин .двигателей ЛА. — Куйбышев: Изд-во
КуАИ, 1989.
13. Труды XV научных чтений по космонавтике. Управление ра-
бочим процессом авиационных двигателей. ИИЕТ РАН. — М.: Отдел
оперативной полиграфии ЦНСКБ.
14. Белоусов А.И и др. Гидродинамические демпферы опор роторов
турбомашин. — Куйбышев: Изд-во КуАИ, 1991.
15. Никитин Ю.М. и др. Конструкция и расчет соединений деталей
ротора ГТД. — М.: Изд-во МАИ, 1993.
16. Итбаев В.К. Эволюция авиационных ГТД на основе базовых
двигателей. — Уфа: Изд-во УАИ, 1986.
107
17. Захарченко Ф.П. и др. Методические указания к курсовому
проекту «Авиационные двигатели». — М.: МАИ, 1982.
18. ТВ7-117 С. Руководство по технической эксплуатации. — М.:
ТМКБ «Союз», отчет N 065.00 0000 РЭ-ЛУ, 1988.
19. ОСТ 100323-79. Валы и отверстия корпусов газотурбинных дви-
гателей, посадки шариковых и роликовых подшипников.
20. ГОСТ 3325-85. Подшипники качения. Поля допусков и техни-
ческие требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. По-
садки.
21. ГОСТ 18855-82. Подшипники качения. Методы расчета дина-
мической грузоподъемности и долговечности.
22. Нестеренко В.Г. и др. Схемы современных ГТД. Конструкции
подшипников и опор. — М.: Изд-во МАИ, 1996.
23. Ветюгов А.Г. Пояснительная записка к дипломному проекту
«ТРДДф для фронтового истребителя». — М.: Изд-во МАИ, 1992.
24. Климачев С.В. Пояснительная записка к дипломному проекту
«ТРДДф для многоцелевого самолета». — М.: Изд-во МАИ, 1994.
25. Иностранные авиационные двигатели. — М.: ЦИАМ, 1987.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение .............................................. 3
1. Схемы ГТД, основные параметры. Частота вра-
щения ротора .......................................... 8
1.1. ТРДДф с малой степенью двухконтурности
для ЛА военного назначения............................8
1,2. ТРДД с большой степенью двухконтурности
для гражданских ЛА ..................................16
1.3. Турбовинтовые двигатели ........................19
2. Методика расчетной оценки долговечности под-
шипников авиационных двигателей........................32
2.1. Общие положения ................................32
2.2. Основные требования к конструкции подшип-
никовых опор.........................................32
2.3. Расчетный запас долговечности подшипников ... 34
2.4. Методика расчетной оценки долговечности под-
шипников качения ....................................34
3. Опоры и валы роторов современных ГТД.
Действующие нагрузки и напряжения ...................45
3.1. Опоры и валы ТРДДф............................46
3.2. Опоры и валы Р79В-300 ....................... 54
3.3. Опоры и валы ТРДД ............................64
3.4. Опоры и валы одновального подъемного
ТРД РД-48 (РД-38)................................ 88
3.5. Опоры и валы ТВД ..............................89
Литература............................................107
109
Тем. план 1999, поз. 30
Нестеренко Валерий Григорьевич
Никитин Юрий Михайлович
КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ
ОСНОВНЫХ ОПОР И ВАЛОВ ВРД
Редактор Л.Н. Перцева
Техн, редактор В.Н. Горячева
Сдано в набор 27.11.96. Подписано в печать 6.12.99.
Бум. газетная. Формат 60 х 84 1/16. Печать офсетная.
Усл. печ. л. 6,51. Уч.-изд. л. 7,00. Тираж 100.
Зак. 2209/1080. С. 63.________________________
Типография Издательства МАИ
125871, Москва, Волоколамское шоссе, 4