Выбор рациональных параметров конструкции опор газотурбинных двигателей с межроторными подшипниками
| На правах рукописи Амелькин Андрей Сергеевич |
| Выбор рациональных параметров конструкции опор газотурбинных двигателей с межроторными подшипниками |
| Специальность: 05.07.05 – Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустановки летательных аппаратов |
| Автореферат |
| диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук |
| Москва 2010г. |
Диссертационная работа в Московском авиационном институте (государственном техническом университете).
Научный руководитель:
| доктор технических наук, профессор Равикович Юрий Александрович |
Официальные оппоненты:
| доктор технических наук, профессор Евдокимов Алексей Иннокентьевич |
| кандидат технических наук Петров Николай Иванович |
Ведущее предприятие: ОАО «ММП им. В.В. Чернышева»
Защита состоится «22» ноября 2010 г. в 15 час. 00 мин. на заседании диссертационного совета Д212.125.08 при Московском авиационном институте (государственном техническом университете) по адресу: 125993, Москва, А-80, ГСП-3, Волоколамское шоссе, д. 4.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МАИ (ГТУ).
Автореферат разослан «20» октября 2010 г.
| Учёный секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор | Зуев Ю.В. |
Общая характеристика работы
Актуальность темы. В конструкции современных авиационных газотурбинных двигателей (ГТД) применяются силовые схемы с опиранием ротора высокого давления (РВД) на ротор низкого давления (РНД) через межроторный подшипник (МРП).
Указанная компоновка задних опор двухвальных и трехвальных двигателей (в части установки межроторного подшипника) в практике авиационного двигателестроения применяется давно и не является чем-то исключительным.
Размещение подшипника ротора высокого давления непосредственно на валу ротора низкого давления обусловлено стремлением к сокращению размеров обоих роторов двигателя в осевом направлении, что благоприятствует снижению массы элементов двигателя в целом, и повышению изгибной жесткости роторов, а,значит, и их вибрационных характеристик.
Однако, часто подшипники, применяемые в таких опорах, оказываются критическим элементом, существенно ограничивающим ресурс всего ГТД и снижающим его надёжность.
При этом дефект МРП проявляется спонтанно, практически не коррелируется ни с наработкой ГТД, ни с условиями его эксплуатации. Разрушение МРП происходит за время в несколько десятков секунд, а наступление его критического состояния не обнаруживается современными средствами диагностики.
Поиски причин и способов борьбы с этими явлениями инженерными методами к желаемому результату не приводят. Существующие методики оценки долговечности подшипников дают хорошие прогнозы их надёжности, но опыт эксплуатации не подтверждает эти прогнозы.
Следовательно, современные методы расчёта надёжности и долговечности подшипников не полностью учитывают особенности условий работы МРП и либо ограниченно, либо вовсе не пригодны для решения задач конструирования узлов с МРП.
Таким образом, в настоящее время существует необходимость совершенствования методики конструирования опорных узлов с МРП турбореактивных двигателей.
Цель работы – повышение надёжности турбореактивных двигателей путем разработки методов конструирования, учитывающих особенности условий работы опор МРП.
Методы исследований.
Перечисленные задачи решены методами математической статистики, экспериментальными исследованиями и методами математического моделирования.
Научная новизна:
- Систематизированы и классифицированы стадии разрушения межроторного подшипника опоры турбины;
- Определено влияние шлицевого соединения на геометрические параметры расположенного над ним подшипника;
- Изучено влияние нестационарных тепловых режимов двигателя на условия работы узла МРП;
- Разработаны рекомендации для совершенствования методики конструирования опор турбин с межроторными подшипниками.
Практическая ценность:
- Разработанные рекомендации по конструированию опор с МРП позволяют увеличить долговечность подшипников межроторных опор турбин и повысить надежность газотурбинного двигателя.
- На основе результатов диссертационных исследований предложено новое техническое решение конструкции опорного узла газотурбинного двигателя, защищенное патентом.
На защиту выносятся:
- Классификация стадий разрушения межроторного подшипника опоры турбины;
- Результаты исследования силовых деформаций корпуса МРП при нестационарных тепловых потоках;
- Методы конструирования опор с МРП, направленные на повышение надежности газотурбинных авиационных двигателей.
- Результаты проектирования узла ТВД с МРП с техническими решениями, способствующими стабильности геометрии посадочных мест межроторного подшипника в широком диапазоне изменения режимных факторов.
Публикации и апробация работы. Материалы диссертационных исследований опубликованы в 3 статьях в периодических научных изданиях, 3 публикациях в виде тезисов докладов. Новое техническое решение защищено патентом на полезную модель. Отдельные результаты теоретических и экспериментальных исследований отражены в отчетах по научно-исследовательским работам и материалах опытно-конструкторских работ.
Структура и объём работы:
Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка литературы и приложений. Работа, изложенная на 135 страницах, содержит 4 таблицы и 39 рисунков.
Содержание работы
Во введении обоснована актуальность темы диссертационной работы, основные положения и проблемы повышения надежности узлов опор турбин газотурбинных двигателей с межроторными подшипниками, охарактеризована научная новизна и практическая значимость.
В первой главе представлен объект исследования и дана общая характеристика условий его работы, основанная на изучении современного состояния теории и практики опор с межроторными подшипниками авиационных двигателей.
Подшипники качения опор роторов авиационных ГТД определяют в значительной мере безопасность работы двигателя в целом, ибо выход такого подшипника из строя приводит их в аварийное состояние. Условия же работы межроторных подшипников значительно сложнее, чем обычных подшипников авиационных ГТД. Кроме удовлетворения обычных требований к подшипникам, одна из обойм которых, установлена в статор двигателя, межроторные подшипники должны воспринимать изменения радиальной и осевой нагрузки и значительные угловые перемещения двух роторов и надёжно работать в условиях смены тепловых потоков (прямых и обратных) при переходе с режима на режим и остановки ГТД.
Анализ состояния вопроса выявил, что исследования условий работы межроторных подшипников качения как отечественных, так и зарубежных авторов представляют несомненный интерес, но не содержат обобщенных результатов исследований причин быстрого разрушения межроторных подшипников. Точно также, ни одна из рассмотренных работ не посвящена влиянию нестационарных тепловых режимов работы узла МРП на геометрические параметры межроторного подшипника.
Рис. 1. Конструктивное исполнение узла МРП.
Для решения поставленных задач в качестве объекта исследования рассмотрен узел межроторного подшипника двигателя АЛ-31Ф. Конструктивное исполнение узла МРП двигателя АЛ-31Ф представлено на рис. 1. Крутящий момент от диска 1 ротора высокого давления передаётся на цапфу 2, которая опирается на ротор низкого давления 3 через роликовый подшипник 4. Внешнее кольцо подшипника устанавливается в цапфу 2 РВД и затягивается гайкой. Внутреннее кольцо подшипника устанавливается в цапфу 14 РНД и вместе с деталями контактного уплотнения 11 и коллекторами подвода масла фиксируется гайкой. На внутренней поверхности цапфы выполнены шлицы 13, обеспечивающие передачу крутящего момента от цапфы на вал. В теле цапфы выполнены отверстия 14 подвода масла к подшипнику.
В главе 2 выполнен анализ статистических данных, по результатам которого определены процессы, действующие в системе узла МРП и стадии образования дефектов МРП. Сформулированы версии быстрого разрушения МРП.
Эксплуатация двигателей с межроторными опорами показала, что применяемые в таких опорах подшипники оказываются критическим элементом, существенно ограничивающим ресурс всего ГТД и снижающим его надёжность. Отказ двигателя по причине разрушение межроторного подшипника есть случайное событие. Рассмотрим поток случайных событий с целью:
- Определить какие процессы и с какой интенсивностью (относительно друг друга) текут в рассматриваемой системе.
- Выделить главные процессы.
- Разработать меры воздействия на них.
Для количественной оценки безотказности двигателя была рассчитана интенсивность отказов. Данная характеристика надёжности определялась путём обработки статистических данных. Статистические данные включают в себя количество отказов двигателя на час наработки. Кривая зависимости частоты разрушения МРП от наработки в двигателе в пределах ресурса двигателя представляет несимметричное распределение. Снижение интенсивности потока отказов после 30% от ресурса показывает, что причиной дефекта не является слабость подшипника (рис. 2).
Рис. 2.График интенсивности отказов МРП по времени наработки двигателя.
Анализ распределения интенсивности отказов свидетельствует об одновременном течении в межроторном подшипнике, как минимум, трех процессов:
– накопление микродефектов в поверхностном слое (повреждение);
– унос микродефектов из поверхностного слоя (залечивание);
– естественное накопление дефектов по мере роста наработки («старение»).
В зависимости от сочетания интенсивностей процессов в эксплуатации наблюдаются различные ситуации (рис. 3):
- Исправное состояние на протяжении всего ресурса.
- Ситуация, когда в системе проявляется дефект, то есть событие, заключающееся в нарушении исправного состояния двигателя при сохранении его работоспособности, может развиваться по-разному:
- дефект исчезает – происходит «залечивание»;
- дефект развивается в течение продолжительного времени, система достигает критического состояния, после чего двигатель снимается с эксплуатации – медленное разрушение;
- дефект развивается стремительно и в течение короткого интервала времени происходит отказ двигателя – мгновенное разрушение.
Рис. 3. Состояние системы в зависимости от сочетания интенсивностей процессов в эксплуатации.
При исследовании двигателей, снятых с эксплуатации и со стендовых испытаний по причине разрушения МРП, были выявлены характерные повреждения деталей роликоподшипника, в зависимости от которых были установлены стадии образования дефектов.
На стадии нормальной эксплуатации детали межроторного подшипника находятся в удовлетворительном состоянии на протяжении всего периода эксплуатации двигателя.
На стадии первоначального повреждения детали межроторного подшипника получили повреждения. Факт, появления дефекта, был обнаружен с помощью диагностического оборудования в процессе эксплуатации двигателя.
На стадии «залечивания» детали межроторного подшипника получили первоначальные повреждения. Факт, появления дефекта, не был выявлен с помощью диагностического оборудования в процессе эксплуатации двигателя, а был обнаружен только после выработки ресурса и прихода двигателя на ремонт. При осмотре рабочих поверхностей деталей видно, что они имеют повреждения, получаемые на первоначальной стадии с местным сглаживанием и улучшением поверхностного слоя.
После досрочного съёма двигателя с эксплуатации по одной из причин:
- высоких вибраций;
- сильного шума;
- стружки в масле;
- высокой температуре масла на сливе из опоры;
наблюдается стадия окончательного повреждения.
Стадии образования дефектов полностью соответствуют ситуациям, изложенным при рассмотрении статистических данных, и подтверждают, что в системе действуют два основных противоположных процесса:
- повреждение, характеризуется накоплением микродефектов в поверхностном слое;
- «залечивание», характеризуется уносом микродефектов из поверхностного слоя.
Характер дефектов на стадии окончательного повреждения наглядно демонстрирует, что подшипник не может выполнять своё функциональное назначение, поэтому исследовать условия работы МРП необходимо на ранних стадиях разрушения.
Выявленные закономерности образования дефектов на стадии первоначального повреждения позволили сформулировать версии причин быстрого разрушения МРП:
- «большая сила невыясненной физической природы»;
- инерционная сила от прецессии дисбалансов роторов;
- работа в условиях сильного загрязнения;
- перекос колец подшипника;
- масляное голодание (перегрев);
- минимальный люфт подшипника вплоть до натяга;
- изменение формы и размеров беговых дорожек колец.
В третьей главе рассмотрены версии причины быстрого разрушения МРП и установлено, что межроторный подшипник имеет значительный запас по долговечности и работоспособности при введении отдельно взятых отклонений и их сочетаний. Исследованы факторы, разрушающие межроторные подшипники, скрытые в конструкции опор. Установлена и обоснована причина быстрого разрушения межроторного подшипника. Изложена физическая модель работы узла МРП на нерасчетных режимах двигателя и его систем.
С целью проверки версий и имитации факторов, разрушающих межроторный подшипник, на технологическом двигателе были проведены испытания.
Выполненные эксперименты показывают, что межроторный подшипник имеет значительный запас по долговечности и работоспособности:
а) при дефектах изготовления и сборки узла (перекос колец и малый радиальный люфт);
б) при дефектах изготовления подшипника (имитация выкрашивания обоймы);
в) при больших вибрационных и инерционных перегрузках (повышенный дисбаланс и эксцентриситет обоймы);
г) при масляном голодания и попадании металлической стружки;
д) при совокупном воздействии перечисленных факторов.
Закатка имитированных выкрашиваний беговой дорожки наружной обоймы подтверждает способность подшипника к процессу «залечивания».
Для нанесения дефектов в материале с твёрдостью 60…65 НRC, необходимо давление порядка 1500…3000 МПа, что соответствует внешней поперечной силе порядка 7…10 тонн. Анализ виброграмм специальных испытаний и записей бортовых систем объективного контроля (СОК) показал, что быстрое разрушение МРП происходит при виброперегрузках не более 5g, что соответствует внешней поперечной силе около 700 кгс, а максимальные поперечные силы, действующие на МРП при маневрировании самолёта, не превышают 1700 кгс.
Отсюда следует вывод, что во время разрушения МРП в системе действует внутренняя сила, вызванная конструктивным недостатком опоры МРП и систем, обеспечивающих стабильность его условий работы на всех режимах двигателя.
Были проведены исследования конструктивных недостатков.
Установка подшипников качения в зоне шлицевого соединения часто встречается в конструкциях газотурбинных двигателей. Однако было замечено, что при передаче крутящего момента шлицевое соединение может существенно деформировать геометрию посадочной поверхности подшипника, что неблагоприятно влияет на условия его работы.
Была рассмотрена передача крутящего момента от цапфы диска ТНД 1 на вал ТНД 2 (рис. 4). На внешней детали были пропущены три шлица. Посадочная поверхность А под внутреннее кольцо роликового подшипника конструктивно расположена над шлицами. Центрирование деталей осуществляется по поверхностям Б и В. Шлицы изготавливаются относительно этих поверхностей с некоторым биением по профилю. При неблагоприятном сочетании биений после сборки шлицы деталей взаимно смещены.
Рис. 4. Шлицевое соединение цапфы и вала.
Модель сборки контактирующих деталей с максимальным взаимным смещением центров симметрии имеет следующие геометрические особенности:
- шлицы в левой нижней части имеют контакт по левой грани и при приложении нагрузки вступят в работу позже остальных
- шлицы в верхней части сборки имеют зазоры по обеим сторонам
- шлицы в правой нижней части имеют контакт по правой грани и при приложении нагрузки сразу вступят в работу.
На рис. 5 приведены эпюры радиальных составляющих узловых сил реакции в соединении при действующей нагрузке 50% и 100% от максимального крутящего момента. На основе эпюр проведены расчеты деформаций для двух расчетных случаев (50% и 100% нагрузки).
Рис. 5. Радиальные силы и перемещения цапфы ТНД
Шлицы сопрягаемых деталей, имеющие контакт в исходном состоянии, первыми вступают в работу при приложении нагрузки. С увеличением крутящего момента в работу вступают и другие шлицы по мере выборки зазора между контактирующими поверхностями в результате деформации деталей, вследствие чего неравномерность распределения напряжений несколько снижается.
С целью проверки результатов конечноэлементного анализа было разработано механическое нагрузочное приспособление, которое предназначено для нагружения цапфы ТНД крутящим моментом с целью обнаружения возникающей при этом деформации посадочного места внутреннего кольца межроторного подшипника.
В шлицевом соединении посредством нагрузочного приспособления последовательно создавался крутящий момент от 0 до 700 кгс·м с шагом 100 кгс·м. На каждом шаге с помощью координатно-измерительной машины замерялся диаметр посадочной поверхности А.
График изменения деформации от крутящего момента МКР (рис. 6), сплошная линия (линейная аппроксимация), иллюстрирует, что деформации монотонно возрастают с увеличением крутящего момента. Если допустить, что монотонность и наклон прямой не меняются вплоть до максимального крутящего момента, пунктирная линия, получаем при максимальном крутящем моменте деформацию 0,037 мм.
Рис. 6. График изменения деформации от крутящего момента МКР.
Проведенные расчёты и испытания выявили, что при неблагоприятном сочетании допусков на размеры и биения деталей в шлицевом соединении возникает значительная неоднородная деформация посадочной поверхности подшипника, что вызывает практически идентичную деформацию кольца подшипника ввиду его малой жесткости.
Испытания подтвердили, что шлицевое соединение ухудшает условия работы расположенного над ним подшипника, но не установили, как эти условия могут вызвать мгновенное разрушение МРП, так как деформации посадочного места под подшипник не превышают радиальный люфт.
С целью выяснения характера и величины геометрических отклонений деталей корпуса межроторного подшипника были проведены испытания, при которых они подвергались температурному и силовому воздействию.
Для выявления силовых деформаций, возникающих в корпусе межроторной опоры турбины, рассмотрим цапфу 1 турбины, в которую установлен подшипник 4, над которым находится уплотнение 3 затянутое гайкой 2 (рис. 7).
Рис. 7. Цапфа турбины
Низкая жесткость цапфы приводит к тому, что при затяжке гайки 2 она деформируется, изменяя форму и размеры наружной обоймы подшипника 4. Измерения в плоскостях A-A и Б-Б показали, что при изменении момента затяжки беговая дорожка наружного кольца подшипника приобретает огранку и конусность с вершиной конуса, направленной назад. Количество граней соответствует количеству групп отверстий и пазов, которые создают окружную неравномерность жесткости цапфы.
С целью определения формы посадочной поверхности подшипника при температурных градиентах был проведен расчёт напряженно-деформированного состояния (НДС) цапфы турбины. Температура Т2 на участке наружной поверхности цапфы варьируется в диапазоне 100-200°С, а температура внутренней поверхности остаётся постоянной Т1 = 120 °С. Вычислялись значения радиальных перемещений в узлах 1 и 2 соответствующие сечениям А-А и Б-Б.
Рис. 8. Радиальные перемещения узлов и конусность посадочной поверхности цапфы турбины при температурных градиентах.
Из графика (рис. 8), видно, что при увеличении температуры наружной поверхности цапфы радиальное перемещение узла 1 сильно возрастает, а узла 2 практически не меняется. Конусность при температурном градиенте T = 75С достигает более 0,03 мм (конусность вершиной направлена в строну свободного конца цапфы турбины).
Для оценки динамики деформаций цапфы турбины от температурных полей в зоне установки подшипника был проведен эксперимент. В цапфу турбины 1 с термоизолирующей заглушкой 5, установленной на термоизолирующей подставке 9, подается вода с температурой близкой к температуре кипения. С помощью фотокамеры 3 фиксируются изменения по времени показаний микрометров 2 и 8 (рис. 9). Микрометры установлены так, чтобы замерять изменения диаметров цапфы в плоскостях А-А и Б-Б.
Рис. 9. Схема и результаты эксперимента по оценке термических деформаций цапфы турбины.
Эксперимент показал, что конусность посадочной поверхности подшипника при нестационарном тепловом режиме в 2 раза превышает конусность при равновесном состоянии.
Ввиду симметрии упругих свойств конструкционного материала при растяжении и сжатии, можно утверждать, что полученные результаты справедливы и для ситуации, когда тепловые потоки, направленные внутрь цапфы турбины будут вызывать «сжатие» её свободного конца. В этом случае температурные деформации будут складываться с силовыми.
Исследование показало, что на переходных режимах работы двигателя нестационарные тепловые потоки в отличие от расчётных равновесных вызываю существенное изменение формы и размеров цапфы турбины в зоне установки подшипника.
На основании полученной картины условий работы узла межроторного подшипника и сопоставление её с видами повреждений можно сформулировать модель работы узла МРП на нерасчетных режимах. Во время работы двигателя возникают условия, когда поверхность наружной обоймы становится конической, с направлением вершины конуса в сторону ТНД. При этом наружная обойма МРП испытывает сильное сжатие.
Неравномерное трёхосное сжатие обоймы подшипника приводит к резкому повышению полных напряжений в зоне контакта с роликами на фоне больших общих напряжений сжатия. Несмотря на малую величину радиальной нагрузки, эти напряжения достигают предела контактной выносливости материала и приводят к образованию микротрещин в рабочих поверхностях беговой дорожки и роликов.
Причиной быстрого разрушения межроторного подшипника является действие повышенных контактных нагрузок, возникающих вследствие выборки радиального зазора подшипника и неравномерного трёхосного сжатия наружной обоймы подшипника.
В четвертой главе изложены конструктивные факторы, способствующие разрушению МРП и восстановлению поверхностного слоя МРП после образования микродефектов, на основании которых предложены мероприятия, направленные на обеспечение стабильности геометрии цапфы турбины в зоне посадочного места подшипника при температурных и силовых воздействиях. Рассмотрены компоновки опор с МРП и выполнен патентный поиск, на основании которых сформулированы рекомендации по конструированию опор с МРП. Представлены результаты апро
бации технических решений, которые направлены на повышение надежности газотурбинных авиационных двигателей.
Модель работы узла МРП на нерасчетных режимах позволила сформулировать конструктивные факторы, способствующие разрушению и «залечиванию» МРП, на основании которых была предложена компоновка узла МРП с минимальным количеством конструктивных изменений по сравнению с исследуемым объектом и с техническими решениями, направленными на обеспечение стабильности геометрии цапфы ТВД в зоне посадочного места подшипника.
Сущность предложенной компоновки (рис. 10) заключается в том, что корпус межроторного подшипника опоры турбины высокого давления газотурбинного двигателя дополняется втулкой 2а, которая увеличивает жесткость и способствует сохранению формы цапфы ТВД (разгружает наружную обойму МРП от сжатия).
Рис. 10. Компоновка узла МРП с усиливающей втулкой.
С целью проверки эффективности мероприятий по совершенствованию узла межроторного подшипника был проведён расчёт напряженно-деформированного состояния модели узла МРП с усиливающей втулкой. Анализ результатов расчета показал, что конусность посадочного места подшипника при тепловом потоке от наружной стенки к внутренней стенке уменьшается на 25-50% в зависимости от величины натяга (рис.11).
Рис. 11. Конусность посадочной поверхности подшипника при температурных градиентах.
С целью технического анализа и обоснования выбора проектных решений было проведено патентное исследование и обзор компоновок опор турбин. Анализ рассмотренных компоновок и современных технических решений, изложенных в патентах, позволил сформулировать основные рекомендации по конструированию опор с МРП:
- Диск ТВД целесообразно выполнять с фланцами для соединения с помощью болтов с ротором компрессора и цапфой турбины также как и диск турбины низкого давления для соединения с цапфой ТНД. Места соединения для предотвращения больших радиальных перемещений под действием центробежных сил можно усилить ступицами.
- Вал и цапфу турбины низкого давления рекомендуется соединять сваркой. В случае если по условиям сборки ротор ТНД разборный, вал и цапфу можно соединять шлицами таким образом, чтобы шлицевое соединение было расположено вне зоны установки межроторного подшипника.
- Необходимо обеспечить стабильность геометрии посадочных мест подшипника в широком диапазоне изменения режимных факторов. Свободный конец цапфы, в которую установлено кольцо МРП, рекомендуется усиливать.
- На сегодняшний день наиболее простая и надежная схема подачи масла к межроторному подшипнику организована через вал ТНД, и масло поступает к телам качения под действие центробежных сил. Для более эффективного охлаждения рекомендуется масло подавать к телам качения непосредственно через отверстия во внутренней обойме, которая выполнена с торцевыми буртиками.
- Центрировать сепаратор можно как по наружному, так и по внутреннему кольцу. Положительным основанием для центровки по внутреннему кольцу является исключение заклинивания сепаратора в наружном кольце подшипника при температурном расширении, особенно в условиях нестабильности геометрии цапфы при нестационарных тепловых потоках.
- Допускается установка наружного кольца межроторного подшипника в корпус с минимальным зазором и подачей в него масла. Такое решение позволяет увеличить интенсивность охлаждения кольца и цапфы и обеспечивает свободу температурных деформаций кольца.
- С целью стабилизации геометрии деталей узла МРП необходимо организовать промежуточную полость между масляной полостью подшипника и полостью горячих газов турбины. Потребный воздух рекомендуется отбирать от компрессора, обеспечивая постоянное повышенное давление в промежуточной полости.
С учетом рекомендаций по конструированию опор с МРП был проработан объект исследования и предложена компоновка узла МРП (рис. 12).
Рис. 12. Компоновка узла МРП.
Представленная конструкция узла межроторного подшипника была внедрена на ФГУП «ММПП «Салют». Использование изложенных рекомендаций по конструированию опор с МРП позволяет предотвратить мгновенное разрушение межроторного подшипника, увеличить долговечность подшипников межроторных опор турбин и повысить надежность газотурбинного двигателя.
Выводы
- Классифицированы стадии разрушения межроторного подшипника опоры турбины и закономерности образования дефектов деталей МРП.
- Исследованы нестационарные тепловые потоки опоры турбины с МРП на переходных режимах работы двигателя, которые в отличие от расчётных равновесных режимов вызывают существенное изменение формы и размеров цапфы турбины в зоне установки подшипника, что не позволяет правильно оценить долговечность МРП по существующим методикам.
- На основе анализа конструктивных исследований установлено, что причиной разрушения межроторного подшипника является действие повышенных контактных нагрузок, возникающих вследствие выборки радиального зазора подшипника и неравномерного трёхосного сжатия обоймы подшипника.
- Разработана и запатентована конструкция опоры ротора газотурбинного двигателя обеспечивающая стабилизацию геометрии посадочного места подшипника на нерасчетных режимах работы.
- Предложены рекомендации по конструированию опор с МРП, направленные на повышение надежности газотурбинных авиационных двигателей и совершенствования методики конструирования.
- Выполнена техническая реализация и внедрение в проектную практику, а также передана в промышленность методика конструирования, техническая документация, макеты и опытные образцы опоры турбины с МРП. Результаты диссертационной работы успешно внедрены в модернизированный двигатель АЛ-31Ф. Внедрение результатов диссертационной работы и достигнутый при этом эффект подтвержден соответствующим актом.
Основные результаты диссертации опубликованы в следующих работах:
- Киянский Т.Н., Амелькин А.С. Влияние шлицевого соединения на геометрические параметры расположенного над ним подшипника // Вестник МАИ. 2008. №3.
- Равикович Ю.А. , Киянский Т.Н., Амелькин А.С., Кабанов Н.А. Влияние силовых и температурных деформаций на надежность подшипникового узла, 2-я Всероссийская конференция ученых, молодых специалистов и студентов «Информационные технологии в авиационной и космической технике-2009»: Тезисы доклада, Москва, 2009 г.
- Равикович Ю.А. , Киянский Т.Н., Амелькин А.С. Силовые деформации корпуса подшипника при нестационарных тепловых потоках // Вестник МАИ. 2009. №3.
- Амелькин А.С. Условия работы узла межроторного подшипника при нестационарных тепловых режимах // Будущее машиностроения России: сб. тр. Всерос. конф. малодых ученых и специалистов. (Москва, 21-25 сентября 2009г.) / МГТУ им. Н.Э. Баумана. – М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009.
- Амелькин А.С., Киянский Т.Н., Равикович Ю.А. Физическая модель работы узла межроторного подшипника на нерасчетных режимах // Вестник МАИ. 2009. №6.
- Киянский Т.Н., Кабанов Н.А., Герасимов А.Ю., Амелькин А.С. Опора ротора газотурбинного двигателя // Полезная модель. Номер регистрационной заявки 2010122795 от 04.06.2010 (решение о выдаче 16.07.2010).
- Амелькин А.С. Конструктивный способ стабилизации посадочного места подшипника. // Новые решения и технологии в газотурбостроении: Всероссийская научнотехническая конференция молодых ученых и специалистов, ЦИАМ, Москва, 2010.
