ев_Проектирование_осевых_К_ГТД_

1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ОСЕВЫХ
КОМПРЕССОРОВ ГТД

2. Министерство высшего д среднего специального
образования РСФСР
Куйбышевский ордена Трудового Красного Ейшеая
авиационный институт им. С.П. Королева
.Е.И. С т а р ц е в
I
П Р О Е К Т И Р О В А Н И Е
О С Е В H I К О М П Р Е С С О Р О В Г Т Д
Учебное пособие
Утверждено редакционно-издательским
советом института 30.IB.76 т .
Б в 1 а л о ш г а f c _
Учебный фонд
Куйбышевский
авиационной институт
Куйбышев 1978

3. УДК 629.7.0В
Под общей редакцией к.т.я. Д.ФЛичуггна
Теяплан 1978, шза. 1167
Рецензенту: в.Л н. ВД.Р а д ч е и в о, н.т.н. Г.3.3 а р о в
/
О
@ Куйбышевский яниягтяпиний инстящгт, 1978

4. Даннов пособие содернит аеэлив конструктивных
исполнений, сопоставление вариантов конструкции
а рекомендации по выбору предлочтипых (оптималь­
ных) конструкций элементов осевого компрессора,
а текке необходимые справочные данные.
йатерпал в пособии расположен в соответствия
с последовательность!) работы над проектом. При этом
считается, что выбор типа двигателя и его принципи­
альной 1 схемы сделан, а его основные параметры опре­
делены в результате терао- и газодинамического расче­
та. После выбора конструктивной схемы двигатели проек­
тирование компрессора следует начинать с формирования
конструкции.воздушного тракта с посдедуюзим продвкао-
нвен от периферии к центру, т .е . с последовательным
переходом к конструктивной проработке элементов рото­
ра в опор.
Такой порядок, взятый из опыта конструкторских бю
­
ро, оградит начинающего конструктора от переделок, воз­
вратов и лишних переходов при проектировании осевого ком­
прессора. «
Принципиальной схемой является схема двигателя, опре^-
деляпщая газодинамическую и кинематическую связь меа-
ду -элементами (узлашП газотурбинного двигателя.

5. ВЫБОР КОНСТРУКТИВНОЙ С
Х
Е
М
ЫДВИГАТЕЛЯ
К о н с т р у к т и в н о й схемой двигателя называется такая схема5, которая
определяет тип, взаимное расположение основных элементов двпга-
теля я его силовую систему. Силовой системой двигателя яаэывает-
с t совокупность элементов конструкция, которые воспринимают дей­
ствующие нагрузки и передают их в ваде равнодействующей на ле­
тательный аппарат. Упргценное изображение силовой системы назы­
вается схемой силовой системы или силовой схемой.
Выбор и обоснование конструктивной схемы двигателя
в пояснительной записке заменяет при выполнении курсового проек­
та разработку общей компоновки двигателя, а при дипломном проек­
тировании позволяет целенаправленно подойти в выберу конструкции
двигателя и его основных элементов (узлов).
При выборе конструктивной схемы должен быть сделан выбор
типа элементов ( узлов)и выбор силовой схемы двигателя. При
этом должны быть также обеопечены условия работы опор ротора,
т.е . выбраны:
- схема подвода и откачки масла из опор;
- схема суфлирования опор;
- меры по уменьшению осевой силы, действующей па упорный
подшипник. 6
Г л а в a I
* Схемой изделия называется упрощенное графическое изображе­
ние, выполненное без ооблюдения масштаба с применением ус­
ловных обозначений и дающее общее представление о его кон­
струкция и функциях*
4

6. I . I . Требования,д сшшвой системе ж ш т зж
а
При выборе силовой акшы аледует доходить as следующих основ­
ных требований к оиловой системе:
X. Еесткость корпуса и ротора двигателя долина быть доста­
точной, чтобы нсшшчить нх дефорыадни, приводящие и недопусти­
мым изменениям радиальных н осевых зазоров в компрессоре, тур­
бине а других узлах па всех ренинах работы, а танке при ивсиш-
циях самолета. Выполнение этого требования позволяет уменьшить
номинальные значении радиальных зазоров н стабильно сохранять
их в течение всего ресурса, что в конечном атоге приводит н по­
вышению КОД двадатедя» Повышение жесткости обеспечивается приме­
нением ребер несткоста, корпусов компрессора о двойной стенкой,
уменьшением расстояния между опорами ротора н уменьшением обшей
длины двигателя.
2. Тепловые деформации отдельных элементов корпуса и ротора
не должны приводить к появлению опасных перемещений и напряже­
ний, для чего конструкция и соединение деталей, работающих при
нестационарных темпасатурах, должна обеспечивать свободу тепло­
вых деформаций шш минимальные температурные напряжения.
3. Схема передача сил не должна вести к необходимости уснг -
якя конструкции и увеличения веса, для чего место восприятия
лн не Д'/лао далеко отстоять от места ее возникновения (ярилб .ге­
ния),
4. Необходимо стремиться в наименьшему числу опор для роторе
турбокомпрессора, т.е . в случае применении многоаальной схемы
двигателя каждый ротор следует размещать на двух опорах.Рото',
опиращцйся на две опора, представляет собой статически опреде­
лим7в систему, при которой легче обеспечивается соосность под­
шипников я валов и, следовательно, достигается меньший уровень
напряжений в деталях. Нра атда смещении подшипников приводят
лишь к изменен, as наклона от л вращения, но не вызывают никаких
дополнительных колебаний, которые могут появляться в статичес­
ки неопределимой системе, т .е . в 3-х и 4-х опорной ротаре.Крюзе
того, применение схемы с минимальны/ числом опор упрощает кон­
струкцию двигателя за счет сокращения несущих деталей корпуса,
упрощения мислосастемы и системы теплозащиты опор.
5. При выборе места установки упорных подтицднков необходимо

7. учитывать удаленно e x от последних студенев компрессора я от
ротора турбины. Чен это удаление вальва, тем легче обеспечить
зх охпацденла, но тем больше вероятность изменения осевых и ра­
диальных зазороз в компрессоре я турбине из-за деформаций я
взаимных смещений корпуса н ротора.
б. При большом ресурсе работы (двигателя гражданских самол
тов} конструктивная схема долина предусматривать в ряде случаев
• разделение двигателя на отвальные модули для их замены без сня­
тия двигателя с самолета. Однако это приводят в увеличению числа
_ 0ДррjjpTopa д уолсшнениг конструкции.
1 .2 . Ьлвоо силовой схемы двигатели
Силовая система ротора, соединенная через подшипники о силовой
системой корпуса составляет силовую систему двигателя.
Вначале выбирается силовая схема, которая после детализации
и разработки конструкции элементов трансформируется в силовую
систему.
В курсовом проекте принятую силовую схему следует вычертить
в левом,верхнем углу чертога общего вида в масштабе 1:10 с чет­
ким схемным изображением отдельных деталей двигателя,' Йак пока­
зано на рис.1.1.
Выбор рядовой схемы ротона
Ротора кодпрзсоора и турбины ( а вращающиеся детали редуктора у
ТЕД), а такие элементы ах соединения составляют садовую схему
ротора двигателя. _
Критериями для табора содовой схемы ротора являются:
- число опор;
- число радиально-упорных подшипников и место их размещения;
- соединение валов компрессора н турбины.
В двухопорной схеме редиалйо-упорный подшипник целесообразно
устанавливать перед компрессором в зове малых температур, а ро­
ликовый подшипник может быть установлен перед турбиной, иди после
нее.
В первом случае достигается меньше расстояние между опо­
рами, выше деоткость а критическая снорость ротора, но труднее
i

8. обеспечить температурный ражем
ролнкоподшшвека, оказавшегося в
сазан нагретой место. Во втором
случае, используемое обычно при
числе ступеней турбина более трех,
температура в зоне установка под-
шшнгшд шлю н организация охлаж­
дения подшипника проще, а для оох­
ранения требуемых величин крити­
ческих скоростей необходимо под­
бирать соответстцупцие диаметра
роторов и соединительного вала.
Соединение ротора компрессора
и турбины аледует выполнять жест­
ким, при втсы крутящий момент пе­
редается шлицами, осевая сила -
стяжным устройством, а радиально­
упорный подшипник воспринимает
разность осевых сил роторов ком­
прессора и турбины, направленную
обычно в сторону компресоора.Схеыг
дьухопоряого ротора, кап указавв
лось, является статически определ­
имой системой» обеспечивающей
простоту н неденноогь всей силовой
схемы двигатели и потому может
считаться оптимальной.
В трехопорной схеме радиально-
упорный подшипник рационально рас­
полагать за компрессорам. При зтач
уменьшается влияние осевого смеще­
ния роторов относительно корпуса
I на изменение осевых п радиальные
зазоров в компрессоре н турбине,
хотя температурный режим аодпшаннка в этом случав ц меиее бла­
гоприятен, чем при установке его перед компрессором.
Соединение роторов компрессора и турбины можно выбрать:

9. - жестким, как в двухопорнсм роторе, что упрощает конструкцию
соединительного узда, но делает систему статически неопреде­
лимой с повышенными требованиями в соосности я жесткости опер;
- о угловой подвижностью, исключающей статическую неопредели­
мость, при атом крутящий момент передается овольвентяымд шли­
цами, а передача осевой аилы и излом ооа обеспечиваются шар­
нирным соединением роторов.
Расположение турбинного роликоподшипника, как а при двухопорной
схеме, может быть выполнено серед иди за турбиной по тем же мо­
тивам.
Четырехопорная схема при соединении днухопоряых роторов ком­
прессора и турбины двойным шарниром, допускающим перекос и парал­
лельное омещение роторов, заключает статическую неопределимость,
но сложна в исполнении, аыена двойного вврнира жесткий соедине­
нием упрощает конструкцию, но делает систему дважды статически
неопределимой.
Схемы двух-я трехвального роторов подучаются как комбинации
одповальных двух-я трехопорных роторов.
бор силовой охемы корпуса
Корпусы компрессора, юваеры сгорания, турбины, редуктора ( у ТВД)
входного и выходного устройства, корпусы подшипников, соединен­
ные между собой, составляют сиговую систему корпуса.
При выборе силовой схемы корпуса необходимо доходить из си­
ловой схемы ротора, способа соединения корпусов компреооора и
турбины и схемы подвески двигателя на самолете.
Соединение корпусов компрессора и турбины может быть выпол­
нено по следующим схемам:
с одинарной внутренней или внешней связями;
о двойной замкнутой или разомкнутой связяма.
при выборе способа соединения корпуса компреооора о корпусом
турбины исходят из следующих [ i] условий:
использование одинарной внутренней связи диктуется необхо­
димостью демонтажа трубчатой камерг сгорания;
одинарная внешняя связь целесообразна во всех остальных слу­
чаях, так как при меньшем весе позволяет обеспечить боль­
шую жесткость;
3

10. двойная oiywb применяется дан увеличения лесткостл, при гг-,
двойная замкнутая свзвь конструктивно шнянео, чей pasar-
яаутаДф
Дин торо, чгобя доклвчшь возяидяеввдне доЬалнительпзх егх
и моментов, действующих за кордус и узла подзйскн двигателя аа
саголвте, плоскость размещения основного узла подвески дшпша
! бнть перпендикулярна оаи двигателя и находятся близко от центра
его тяжеста. У ТРИ основной узел следует располагать блнйв к
плоскости разъема корпуса иширеооора я капоры сгорания, у ДГ?2
- бдиха к плоскости размещения переднего додеидника компрессора
высокого давления.
Вспомогательный узел подвески следует размещать даднГЗ‘~В^тл-
Еоаного узла ( например, в плоскости опора турбины). °
9
д б а д и зи а в л и зШ . равая о ш яю тэю
! П о д в о д и а с л а к подЕшшнЬаа опор иоазт быть наруж­
ным пли внутренним. Наружный подвод следует осуществлять через
пустотелые ребра опор трубопроводом, который заканчивается фор­
сункой. При внутреннем подводе наело подается я подшшаину че­
рез спотелу каналов во вращающемся вале ротора.
Усдоанение конструкции во втором случае окупается увеличе­
нием дав кия наела перед форсунками из-за центробежного вффейга
и меньшей повреждаемостье цасжосЕстемв.
С л и в м а с л а организуется трубками, проходящими через
ребра опор с соблюдением равных условий .забора вспененного масла
от всех подшипников, для чего от каддой опора до откачивающего
насоса следует провести отдельный трубопровод.
С у ф л и р о в а н и е о п о р для поддержания в них тре­
буемых уровней давления полно выполнить так на я трубопроводом, '
проходящем чеиез ребро опоры, с отделением масла от воздуха в
динамическом суфлереу
Пря назначении диаметра трубопроводов на линяет подвода и
слива масла я суфлирования для двигателей о тягой 10-20 тонн ноя-
по ориентироваться по табл. I .I .
Конструкция трубопроводов рассматривается в работе [2] .
Осевая сила, передаваемая роторам на подпшшнкя, возникает '
следствие действия перепадов давления на элемента ротора. Обычно
т
9

11. ' т а б л и ц а 1*1
' "
—— Система
Место одоры~й~~---~-^___
схеме
Подвод
масла,
им
Слив
масла,
им
Суфдирова-
яда,
№
Передняя опора б 10 14
Средняя опора а турбинная
опора при Г ' 3 1300°* 10 20 25
Турбинная опора при Г ' =
= I450V 20 2S 32
она направлена вперед, так как давление за кшдреооораа осилив
давления перед турбазой. 0
Для регулирования величины осевой оилн наано:
установить систему лабираатоа на задней стеяке ротсра ксн-
дрессора и, варьируя радиусом расположения этих лабиринтов, на­
менять величину осевой сила, направленной вперед, при этой необ­
ходимо суфлировать полость мекду лариринтоц на задней стенке ро­
тора и корпусом;
надкувать полость ыодду корпусам опоры я первым дискам ро­
тора компрессора или полость между корпусом соплового аппарате в
диском ротора определенной ступени турбины для создания дополни­
тельной осевой силы, действуюдей назад*
Г л а в а 2 g
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВОЗЗШ
ЕЗОГО ТРМТА КОШЕВССО
РА
Определение габаритов лоыпрассора я формы тракта производится
при газодинэпическом расчете. Однако на практике этот процесс
идет одновременно с конструктивной проработкой и оценкой проч­
ности наиболее натруденных элементов компрессора ( рабочих ло­
паток, дисковаи д р .). В курсовом проекте эта задача решается
упрощенно: считается, что тракт, полученный при гнэодинааичесном
расчете, оптимален.
1C
«

12. 2.1. Ьогыироваяиэ тракта
Контур тракта, подученный пра газодинамическом расчете, вычерчи­
вается а масштаба 1:1 на листе ышштаетровой.бумаги, достаточной
для размешешш продольного разреза компрессора. При этом криво­
линейные обводы тракта заменяются прямыми отрезками по ширине
лопаточных венцов рабочих колес (FK) я направлявших аппаратов
(НА) каждой ступени.
Проекция лопаток РК а НА э меридиональном сечения тракта вы­
черчиваются по результатам профилирования лопаток каждой ступе­
ни по пяти или трем сечениям. В зтсщ случае известны величина
хорды я угол установки профиля в каждом сечеаяя. '
В курсовом проекте вти данные известны только для одной сту­
пени, поэтому можно придерживаться такого порядка.•
Относительное удлинение рабочей лопатки (отношение высоты
лопатки к иирине венда в корневом сечении) для первой ступени
выбирается в пределах [3 ] :
дозвуковая ступень - 3-4,5 ;
околозвуковая ступень - 2,5-3,Ь;
сверхзвуковая ступень - 1,7-2,5;
их последняя ступень - 1,5-2,5. ••
Ширина венцов всех промежуточных ступеней выбирается с плавим»
уыеныпанпеы от первой ступени к последней.
Ширину Н
А можно сделать на 15-20? меньше ширины венцов соот­
ветствующих рабочих колес.
Для вычерчивания проекции лопаток РК всех ступеней можно
условно использовать соотношение ширины, венца в кораезсы п пе­
риферийном сечении, полученное для лопатки, спрофилированной по
пяти сечениям. "
Ширину лопаток Н
А при высоте тракта до 80-100 им .можно при­
нимать постоянной. При большей высоте необходимо, используя по­
лученное соотношение ширины венца на периферии и в корневом се­
чении для лопаток PR, делать тирану НА переменной, уменьшая ее
от периферия я втулочному сечению.
Осеиые зазоры между Н
А и рабочим колесом предварительна" вз­
бираются равными 0,2-0,3 от ширины лопаточного венца НА по вту­
лочному сечению. При этом зазор перед НА Еыбирается на 2-Э мм
больше зазора поело НА.
0 —
---------
П ~
1
J

13. Для сяоденпл уровня пума перззх ступеней вентилятора ТРДД осевой
запор иоает быть увеличен до 1,5-2,5 значений ширины лопаточного
зепца НА,
Пря организации щелевого перепуска воздуха из коцдраосора
осевой зазор д о л ж е н быть увеличен до 0,5-1,0 ширины лопаточного
венца НА ( см. рпо.ЗД ).
Место установки перепускных окон на корпусе компрессора опре­
деляется при газодинамическом анализе ступеней па нерасчетных
релимах работы. В курсовом проекте ыонно принять, что для 6-8
ступенчатого компрессора перепуок организуется за 3-4 ступени),
а прп большем числе ступеней необходимо использовать несколько
1 поясов перепуска о интервалом примерно в 3-4 ступени.
Форма проточной часта многоступенчатого компрессора нокет
быть выполнена [ I ] :
а) с постаянАш внутренним ^диаметром ( ДРт ~ const );
в) о постоянным наружным диаметром ( Днар = c o n st);
в) с переменным внутренним и наружным диаметром ( частный
случай Дср - const) .
Возможны и конструктивные вариации из рассмотренных форм.
Выбор той идя иной формы начинается при газодинамическом
расчете компрессора, но пря обосновании принятого решения в кур­
совом проекте необходимо указать их конструктивные в технологи­
ческие оообенностя.
форма па" при оравнении с другими позволяет получить наи­
большую шооту лопатки последней ступени компрессора, которую
аелательно иметь не менее 15-20 мм.
С точки зрения конструктивной а технологической простоты
форма "а" имеет то преимущество, что диски постоянного диамет­
ра н кольцевые детали ротора возможно получить из одинаковых
заготовок.
Волн объем я вео компрессора с некоторым приближением пред­
ставить как функцию длины и квадрата периферийного диаметра,
то оптимальной опять-таки $уцет форма "а". Кроме того в этом
случае появляется возможность расположить агрегаты в "корсете"
двигателя, практически не увеличивая его модели.
Однако величина радиального зазора у формы "а" зависит не
только от радиального температурного градиента и разницы в удли-
а я ш лопаток л дисков при вращении, но и от осевых смещений
12

14. ротора, а следовательно и от места располоаеаия упорного под-
шшшпка.
Другим недостатком формы "а" является большой относительный
диаметр втулки ( отношение втулочного диаметра к периферийному)
на вхсще в компрессор,
j Поэтому форму тракта " а * целесообразно использовать в ТНД, а
) также л компрессорах второго я третьего каскада двухзальных я
трехвальннх ГТД.
При использовании формы “б":
- иоияо сократить количества ступеней из-за болыаих окруз-
ных скоростей на средних и последних ступенях компрессора;
- осевые сиеаения ротора не влияют на радиальные эазор^{,
- относительный дианетр втулки цохно получить тшиибльныЙ
(до 0,31).
' В этбй схеме кроются возможности конструктивны* 4 ^хнолся
гических упрощений статора. Но при такой форме вес компрессора
при одинаковых параметрах будет больше, Ы
ем при форме тракта
"а", п возникает опасность получить высоту лопатки последней
ступени меньше рекомендуемой.
Нетрудно задать, что форма "в" занимает некоторое прсмззу-
точное положение, и наравне о формой "а" и "б" имеют широкое
применение.
2.2. Р-бор конотрууш1и замков рабочих лооатод |
Если рассматривать конструкцию компрессора строго по элементам
(ротор, корпус, опоры и т .д .), то вопрос выбора конструкции
замка для крепления рабочих лопаток в диске нужно было бы решать
при разработке конструкции ротора. Однако конструкция замка и
слоооб фиксации лопатки в диске могут поеллять па выбор осевого
зазора, поэтому для сохранения логического порядка проектиро­
вания компрессора этот выбор делается при формировании воздуш­
ного тракта.
Требования к конструкции замка:
- минимальная ширина замка по окружности диска;
- коацептраторы напряжений должны быть исключены или действие
их нейтрализовано;
- минимальный вес;
о
13

15. 'изготовления £ монтаж о мл. лмальной трудоемкостью & затратами
материалов.
Т р а п е ц е в и д н ы й з а к о н ( замок "ласточкин
хвост"} прост в исполнении, тая как имеет всего две рабочие
поверхности.
В практике конструирования встречается 3 типа сопряжения
профильной части лоцаткн с замкам ■ ласточкин хвост " (рае.2.1).
Первые два типа применяются наиболее сшрояо и регламевтяро-
Т
1
ЯРЧ отраслевым стандартом ОСТ H I 031-73 C6J.
В соответствии со стандартом ‘первый тип выполняется с углов
гдияя ос - 400 и 60°, а второй тип с утлом ос - 60° и 90°.
Наяог аяьную предельную центробежную силу замок выдерживает
(т.е. не разрушатся и деформируется в допустимых пределах) при
углах ос , близких к 60° [4 ] . Пбэтаау угол 60ff монет слу-
нять отправным пра выборе оптимального утла ас . Отход от не­
го в ту или другую сторону мотивируется следующий:
уменьшение угла ос приводят в снииснию ширины зныка 3
л росту ширины выступа днока, что дает возможность увели­
чить прочность выступа шш разместить на диске большее чао-
ло лопаток. Однако угол ос менее 40° вызывает возраста­
ние контактных давлений и концентрации напряжений по ра­
бочим поверхностям замка;
увеличение угла ос сникает уровень контактных давлений
на гранях и позволяет о хранить, демпфирование колебаний
лопатки за счет трения в замке '‘До бйгагах значений частот
вращения ротора, но при этом увеличивается размер 3 . Ери
угле оС в 180° трапецевидный замок вырождается в ^образ­
ный.
Искривленность профиля лопатки является причиной неравномер­
ности распределения по длине замка ( ио ширине обхода диска)
нормальных напряжений на радиусе д перехода рабочей грани
замка к профилю лопатки ( ом.рис.2.1). На графике ( рис.2.2),
полученном при нагружениемодели лопатки растягяващей силой и
изгибающим моментом, показано, что максимальные напряжения воз­
никают в точках, где контур профиля наиболее удален от плоскос­
ти симметрия замка оо стороны корытца и превышают средние нап­
ряжения в 2-5 раз.
Уменьшение этого влияния достигается у второго типа замка

17. Изменения неравномерности распределения
по сшрине замка "ласточкин хвост при
я изгибе лопатки: <
з - нормальные нап-
$ данном сечении замка о координатой а:/с ;
т**,- номинальные нормальные напряжения eH
a
f1= -St-
При больной искривленности профиля, когда контур профиля
лопатки " ОЕпсает " над трактовой площадкой заика? можно дшахь-
( с», рио.2.1), где профильная часть по сравнении с первым ти­
пом отдалена от зона контакта рабочих граней замка. Отдалtarn
на 6-10 мм дает снижение концентрации напряжений в галтели при
рястякеяии - на 25%, при изгибе - на IC&
(аном
корыто
I
1

18. ! зовам условленный третий тш замка с нроыезуточвой ваткой, где
! модно реализовать отдаление профильной часта лопатки от замка,
как я у 2-го тиса. Олнако введение полки вызывает некоторый рост
j концентрации напрягаянй в галтели и сникает цйект отдаления.
У всед трах типов замка увеличение радиуса галтели сникает
I хонцзнтрашш напряжений. йюота хвостовика определяется соотно-
иеняем А ь- 1,0 . Цри уменьщендя шсоты хвостовика С при
h /6 <О,в ) взняниа контактных давлений на концентрации нацряге-
епВ в галтали увеличивается сяастадька, что при А /£ - 0.5 это
повшекле не удается компенсировать увеличением радиуса галтели
| г f s j .
Если угол установки лопатки в диске р >О £ рис.2.3 ), то
линии действия нормальной силы Д/ по рбе стороны выступа
диска не совпадают и возникает крутящий момент, вызывающий стес­
ненное кручеяпе выступа. При атом креме касательных появляются
дополнительные нормальные растягивающие надряненпя о2 в це*-
реыычкэ выступа. Суммарные напрякеиия растяченая в угловых точ­
ках перемычки выступа % = $р +в г . Бра $-жО аг ~ 0 ,
оледоватедьно увеличение угла j- оаивает прочность внесуда
| диска Г4 ] . __
F и с.2.3. Схема возникновения стесненного кцучення
выступа диска под действием момента м к1
17

19. I При сшзаестЕсц действии на лопатку статячеокпх а пвременннх
I сил, соотввтстдлДщиг пзрвай изгдбной форие, наиболее оляпнем мес­
том на рабочей поверхности замка является точка находя замка из
диска. Зцесь действует наибольшие напряжения от изгиба я растн-
женпя, а от контактных давлений при перемещении допазкя в дроцео-
се яаквбшдй возникает коррозия трення ( фретшг - коррозия). Бог
вто анихаат сопротивление усталости материала замка. Дяз уыеныта-
ппя отрицательного действия коррозия тресгя ка хвостовик нано­
сятся покрытие (кздь, серебро, двусврнсотый молибден) годиной
.Л,003-0,005 мм- - - - ------
Хвостовик лопатки устанавливается в паз дедки с зазорси Q.CE-
-0,04 км. Меньше значения относятся к замкам меньшей длины (до'
60-80 мм), а большие - к зшказ большей длины и к лопаткам с по­
лочными бандаязнми связями. Для довшендк собственной частота ко­
со хвостовику до 0,015 им.
При выборе замка нудно поступать сведущим образом:
- со известным геометрическим характеристикам профиля в кор­
невом сечении а углу установки профиля f яодбиразтея по
стандарту такой зшок первого типа, яа верхней (трактовой)
.площадке которого размещается заданный профиль, кая показа­
но на рис.2.4;
; - определяется минимальная дирана перемычки выступа диска
из условия размещении г лопаток ( рис.2.5)
0 LAz M L я
В п ~ г *
делается расчет яа прочность замка; на раиапвнив выступа
диска в еиятия боковых поверхностей по формулам:
Допускаемые напряжения для случая, когда лопатка и диск
лебаней лопаток посадка их в диск иохэт производится л с натягам
где

20. c - f l
a * г
i * £ - 5 jtjv ’
4 Р и с . 2.4. Размещение прпфотги корневого
сеченая на трактовой шгпщндя н и м " л е с т о ч -
кнн хвост": г - радиус перехода от пера
в гаостовяну
О
О
3
13

21. наготовлена на титановых сплавов (BT3-I, ВТЭ, ВТ-20), могло
принять _
тгта взнишяорйнготупвядД (Зр e IS — 20 д г /е я ,
О
гп е 35 - 40 inyfea^;
дал остальныхступоней <
за = В - 16 нг/is ^ ;
ег„ = 12 - 28 кг/па2;
если напряжения оказались donee допустимых, то следует уве­
личить Р
р ( увеличением ширины обода диска, кгборсм знака
с меньшим утлом cc , перехода! на третий тал замка ш
уменьшением числа лопаток . г ). ..
Е л о ч н ы й з а м о к используется на первых вентиля­
торных ступенях ДТРД дна размещения большего числа лопаток на
колесе при малых значениях относительного диаметра втулка. Учв-
тнвня, что рабочие температуры замка на входе в двигатель не ве­
лика (50 - 300%) а перераспределения нагрузок мещу зуйьнмп за
счет пластической дефорющш матеряала здесь практически не Су­
дет, число пар зубьев заика выбирается обычно не более двух.
На рис* 2.6(а, в ) в в табя.2.1 показан такой елочный замок
для двух значений погонной растягивающей силы С
л . Определив
цвнтробекную саду проектируемой лопатки и поделив ее значение на
длину замка, следует выбрать замок близкий по погонной нагрузке
0Л -
Елочный замок нежно выбрать и па стандарту длп турбинных лопа­
ток [б ] , придерживаясь порядка, определенного пря выборе зеака
типа * ласточкин хвост”, но оставить две пары зубьев.
При размещения лопаток в диске необходим? выполнять требование
по прочности ыекпазавых выступов диска, для чего ширина высту­
пов аа уровне дна паза должна быть не менее ширина елочного зам­
ка по первому зубу.
Ш а р н и р н ы й з а м о к ( рпс.2.7) необходимо рассмат­
ривать как средство для сяяяания переменных напряжений при ко­
лебании по пергой изтибной форме. В свези с stem при проектиро­
вании компрессора не следует сразу прибегать к такой конструкция
замка: она сложна, имеет больше габариты и вес, а аэ-за неплот­
ностей з замке везмокнн потери давления и вняжяячн Н
П
Д ступени.
Однако,если необходимость применения шарнирного замка появи­
лась ( в курсовом проекте это может быть указание консультанта
алл специальная часть проекта), то следует поступать следуталм
обраэ'.м:

22. j.T а.б л я ц а 2Д :* - - - - *- -
Лопатка Д я с в
От = ЗЭО кг/им Слш 2Э0 Щыи . .. 0*-'• Ояг/ни Сд=230кг/ша
! гСт 7 20,94 28,75 {pfft 13,63 +ОД 17,6 + ОД
|
2 8 .3 7 $ $ qg Д7+0,05
щ »®Со,Ю £рдг 1,3 + од 2,72+0,1
[ € л 2. 14,65 1^,84 t 8 ± 0,4 Н± 0,8
1
tpJiZ
on scf+0,05
2D.3S_0,0I . 2 3 ,8 4 $ $ 4? 7,59 -
S ^2 ± 0,Ш 13,05* 0,01 s, 9,25* 0,(1 13,5*0,01
$2 7,35* o,Q2 9,05 ± 0,02 ь, 14,7+0,15 19,3+0,15
9,2 ± 0,01 13,5 ± 0,01 ьг 1,4 2,48
U
8,74 9,55
h,
3,7 5,46
-.4 .... ■
а *4 -ОД “ •7 S :i Ы 4,47 6,3
3,35 5,27 г, X,5-ОД 2-ОД
1,3 2,25
zi
3 - ОД 3,5-ЧД
Ьп
4,3 +0,2 5Д2 +0,2 г.н 0,8 14-02
2,
5 5
ъ
2 t l 3 +1
*г
1,5 - ОД 2 - ОД с, 4,4 6,5
0,6 - ОД 1Д - ОД сг 72 9
**
0,6 1,4 «
d 4,4 6,5
2E

23. 22

24. r I
Р я с . 2.6. Елочный эачон для вентиляторной лопатке: а - хво­
стовик лопатки; б - паз в диске
зная обороты вращения ротора, периферийный диаметр ступени
й периф. и длину лопатки С , по табл. 2.2 подбирают пример­
ные значения диаметра пальца d3 я суммарной толдины ребер про-
уыины эвшеа I f f f . По стандарту О
СТ IIU7oO-72 [б] находят
близкий по d3 типоразмер заика;
подбирается суммарная толдона ребер.обода диска I o L пз ус­
ловия 2 # — 't & t ;
по известный геометрический характеристикам пера и хвостови­
ка лопатки, кольца и обода диска определяются центробевннрлнлы
лопатки, кольца п элемента обода диска;
делается поверочный расчет выбранного варй^кув до аапряхеки-
ня растяхення и среза в лопатке и доске, в соответствии с paq,-
Ч^тноП схемой, нзебранения на рис. 2*7.

25. Р я с . 2.7. Расчйгася стямя опредавеняя *
Н
О
Ы
Д
Н
аЛЬН
Ш
С НЗПря$вЯЯЙ 3 ВЗрнИВНОН яяш?я
1. Номинальные напряззнля растяжении в азченна А-А дроушднн
замка лодатяи ... __
• $ - ( D - i ) { 4 ’
—йёнтробежная сила лопаищ от ее периферии до
^ сечеяиа A-А проушины;
(Pi — толщина L -го ребра проушны зшка;
/г - число ребер проушины заика.
2. Напряжения растяжения в сечении а~ е в дшзио

26. о
X
& ^
Ж *
« о
& 5
Й о*
S
о
о»
*
С
М
со
O
'
Ж
ч
Т
О
С
О
н
О
е*
I-
ж tc
м а
>
1 &
& $
л а
* *
■
2
о
а §
ё
Л g
=3 *
3 8
I s
§ s
17
I *
a
o
>
&■
э |
О £>
i 1
L
« С
О
8
В
р*•
ь и
ше
ц
АО »
gaoa
-------------
1
690
j
42
м * ш 03
730
09
м
7
,5
10
I
740
3 W • О
)
М 4
755
90
М '
to
о
м •
1
91
О
£
901
м
14
о
см
to
3
II
б
М 4
3*9
и
►
Н4
с
а
э
в
О
см
W
м ■ со
12
£
00
125
м аз
14
1040
8
С
М
Г
М
1
8
о
со
ООП
320
см
20
45
1440
410
см
23
68
ш
О
.ж
А
о
к 1 ш
л
^ 3
V
*N
п

27. ’ ^ G
*
z C2z J L l£ L - ,
где f t , f t , с, £ - центробежная сажа соответственно всей дшат-
ки, пальца а участка atT Sede > i -го ребра обода дискам
if* , - толщина i -го ребра обода диска;
п, - число ребер обода диска.
3. Напряжения среза ь ободе диска
•т- _ (Сл - Сп ) 1,&25CDS 1
9
' ■ _______________________ i _______________________
1318 З ^а гс с т 4fj- -
4. Напряжения среза в пальце
_ f t ^ C l, °
П о .
где с ’
п ~ огнтрооекная сила участка пазпив длиной, равной сум­
марной ширине проушинн замка лодаткл;
d0 - диаметр внутреннего отверстия пальца;
По - число пдссжостей среза ( пв- п +т) •
5. Для наиболее распространенного случая, когда лопатка и
диск изготовлены из титановых сплавов CBT3-I, БТ9, ВТ-20), а
палец из стала типа 13ХПИ2В2ЫФ-Ш, модно йрияять следупцие зна­
чения допускаемых напряжений: р
<
5
р = 1 0 - 1 4 кгсЛм2; <
з
р = 1 5 - 2 5 кгс/из2;
гд = 1 0 - 1 6 кгс/мя2; т
л = 1 0 - 1 8 згс/ем2;
по результатам расчета принимается решение о правильности
выбора типоразмера замка.»
2.3. Выбор конструкции Фиксатора лодаткя
Вопрос о фиксировании лопатки в диске от смещений вдоль оса
двигателя, конструктор дпдкан постоянно помнить и не откладывать
на конец проектирования, когда решение его может повести к зна­
чительным переделкам всей конструкции.
Чтобы правильно спроектировать фиксатор (контровки, штифта
и д р.), необходимо зпать, какие силы на него действует. Покажем
ато на примере замка "ласточкин хвост".
На фиксатор действует осевая аила, равная разнести газовых
2с

28. и осевой составляющей центробежных сял лопатка. К этоцу нунно
I добавить центробежную силу от ыасо самого фиксатора а вибрации.
| Осевая составлявшая от центробежных сил С
л( на первых ступе­
нях компрессора при <Х>О ( рас.2.8) может быть больше радос­
ти газовых сал и осевое усилие, достигавшее часто больших зна­
чений {несколько »она), будет направлено против полета. Простая
пластинчат л контровка в этом случае яе может быть использована
по условию прочности. Поэтому следует стреляться сделать D ,
тогда С
лг - 0 . „
В зависимости от направления равнодействующей осевых сил
можно определять место установки факсатора. Однако,учитывая
вибрации и случайные нагрузки осевую фиксацию лопатки,следует
предусматривать в оба стороны ( по полету и против полета).
Все многообразие фиксирующих устройств можно разделять на
двз основных типа: групповые, когда одним элементом фиксируют­
ся все лопаткп па диске и дадизвдуальные.
Групповую фиксацию монпо осуществлять трактовыми кольцами
- (ркс.2,9,а) а такнорэзрезншт кольцами круглого {рис,2.9,6) или
• прямоугольного сечеппя ( рис. 2.10, а,б).
Б последнем случае для кольца, выполненного из стала Ш2Н23И$
( см. рпо.2.10,6) можно принять размеры, показанные в'табл.2.3.
j Т а б л и ц а 2. 3 .
! Осевая сила 6 6
*’ 1
€
■ !
кге
t
ш К
М мм j М
М
j До 250
О
*
см
1
ш
ы
3,0 - 3,5 2,0 3,6 - 5,0
250 - 1500
j
2,5 - 3,2 4 ,0 - 5,0 3,0 6,0 - 7,0
Свыше 1500 4,0 - 6,0 10 - 15 5,0 -
* о,0 10-15
йлитераямп для выбора икцпведуаяьных фиксаторов могут Суть"
простота конструкции, удобство монтажа п надеяяость. В табл.2.4
приведены фиксаторы, обладающие примерно одинаковой надежностью,
подтвержденной широкой эксплуатацией.
2?

30. 29

31. T a d j а ц а 2,4
Вид
фшашщ
Эскиз
(ЩЖШЩЮ.
Щ гирт
ц
/Щетин
лом ак-
poj^joeeM,
и/Тирт
Бурт -
пластин.
ЗОЛОК
te l.
&S-JL
fi#-*S S
>
Kamt-
p u iu
mm
9И -Ш
PIT
j a m
/ 3 - &
# -4 5 5
m
ju tm
/,5 -2 ,5
mm
9 # -* 5 5
iff/T
лист
0 - S 5
Фиксатор £
сдам
30

32. 2,4, дд й в с щ ш ш д ^ д ш ш а я и ь д у м в ш
о
* -V
Конструкция паправдпщЕх ( спрзгйящ О аппаратов!ВА/цолвпа от-
1печать следупзнз трсбованяли:
достаточно таппзяч жесткость и ийрспрочпость;
простота казструнцЕП а тежказогичность;
иичозлышй ию ;
ц д и щ д а ю потеря давжваЕЕ в лоорете ( яэ-sa перетыкался
по енгорш).
- Эта-требовгаж пе_в хилнехзвсй gepa-Bosnoago сапоянить щш.
двухопораоЗ ( р!тг.-р-ттт rntTi) я донсшгыгаЗ схемах (рлс.2.П ,в,г}
ааврЕлгания допзтср в ИД.
ДвухопорЕое яяярягтггяшж обеопечпвгвт кзсткость, впброгрочность
о цазшз потери дннладпз, во НА коаетрунтпвао получается более
сложные я т я е е в н з , чш ншодлытчя»
(Ш есть применения дсшсольааго занрепяевш: ограничивав
цддзждпвостьо а болзаэтй чувствительность!! дотгатпк такого ЗА к
возбуждении колебаний. Поэтому его целесообразно попользовать
щш ыалнг инсотах воздушного тракта ( до 60-30 вы).
Мотивы выбора способа крепления лопаток в корпусе компрессо­
ра шш в нарушил я внутреннем кольце НА дяятувтся такае ооде*
г
трабовананин к конструкции НА.
Пай ' я сварка ( рис.2.12,а,в) позволяет получить коастр^ -
цип НА технологичной, с иысог ой кесткостьо я наша весам. Однеко
низкий предел выносливости соединения, особенно при пспользова-
ндя сварка, сникает достоинства таких конструкций. Поэтому при
использования такого способа крепленая необходимо нредусаатрлрать
мера по псшышеяинз сопротпнденяя усталости шшв ( поверхностное
упрочпеаяв е др.) [7р.
о , Уознышет недостатка пайки я сварка способ н алентроклепка1
(деформирование ноацоз лопатки содой, направленной вдоль ее оса,
яря одновременном награве ехактрячеснии токш . этот способ изоб­
ражен ш рзв.2Л2,б.
Закрепление лопаток по поляны атштаац ( рас.2Л З,а,в) о
шшаиьв цапф ( рнс.2Д З,а), по буртякам палок, ыошщиы в Т-об­
разный паз в корпусе ( ш . рнс.2*11,а,в;, о применением замка
"ласточкин хвост" ( см. рнс.2Л1,г) существенно повышает предел
0швосдпвостп коаотрукцяа, что в сочетания о конструкционным демп-
г
31

34. фировааяем ( вследствие трения по плоскостям контакта) обеспечи­
вает высокую ыздезшостъ НА. Рекомендуемые зазора д натяги в сое­
динениях показана на рисунках 2.Н л 2.13. Соединения обладают
ж г г ь ^ °
.
F n o . 2.12.
лопаток: & -
Ъ # '
-г f.+t
Еыпалнендз конструкция НА с закреплением
; б - "электрокледкой"; в - сваркой
королей реионтЕоарагоцностьа { позволяют легко заменять дефект­
ную лопатку). Такие способы крепления лопаток могут привести к
Озелнченшо веса д трудоемкоета наготовденнн а сборки НА, но не­
смотря ив это, они находят ппрокое применение, так как наиболее
полно отвечают достеленным требованиям.
Одновременно с Выбором конструкции НА приныавтсе реденив о
типа и месте раододокандя уплотнений между НА а ротором. Это
мозет быта лабиринтное пли щелевое уплотнение ( см. рис.2.11-
- 2.13 показаны пунктиром}. Шределян место уплотнения в коабтрур ■
сии компрессора, необходимо иметь ввиду, кто уаеышвняе диаметра,
на вотрраа располагается уплотнение, сникнет расход воздуха д

35. 34
»|
i:
Р
и
о
,
2,13.
Примеры
выполнения
конструкции
Н
А
а
закреплением:
а
-
радиальными
штифтами
и
н
а
цапфа;
б
-
ионоолыю
расклепыванием
посадочного
выступа;
в
-
радиальными
атлетами
{
для
случая
выполнения
корпуса
о
двойной
стенкой)

36. потери давленая ( за счет уменьшения кольцевой площадка радиаль­
ного зазора), но цри этом возрастают газовые сады, действующие
на НА.
Г л а в а 3
ЕЧБОР КШСТЕШШ КО
РПУСА КШПРЕХОРА
.
Оптимизируя конструкцию корпуса компрессора, обычно исходят из
шгедушнх требований- .
1 , Достаточная’прочность, а такка азгибнак п крутильная гзст-
кооти, так как корпус компрессора нгодят в силовую схему
двигателя. Последнее обстоятельство ваано а с точки зре­
ния подцерзания постоянства радиальных зазоров в снеточ­
ной части компрессора. При недостаточной изгдблой кесткос-
тп корпуса его деформации при эволюциях складен могут
привести к заклинивания ротора. К 'аноду se отрицатель­
ному эффекту приводит неравномерное распределение яестнос-
тя в поперечном сечении корпуса. В этом случае при изнене-
ния температуры происходят неодинаковые термические дефор­
мации корпуса в различных точках окружности и изменение
первоначальных радиальных зазоров. .
2, Герметичность. При высоких степенях повышения давления (.23
- 30 и выше) недостаточная герметизация фланцевых и других
соединенна корпуса, а такхз лючков и штуцеров, располокен-
янг на корпусе, начинает существенно влиять на КЦЦ компрес­
сора.
3, Простота сборка компрессора и возможность сохранения балан-
сировкд ротора в процессе сборки. Корпус должен сметь та­
кую конструкцию, которая позволяла бы обеспечить доступ к
монтируемым деталям, достаточный длА вадоднення и контроля
отдельных операций на всех этапах сборки я разборки ком­
прессора. Важно сохранить и балансировку ротора, выполнен­
ную перед установкой его в корпус. Это удается сделать
только при использовании корпуса с а, сдельным разъемам.По­
этому во всех других случаях долкяы быть предусмотрены
35

37. пера контроля и повторной балансировал ротора в собранной
компрессоре.
4J Непробиваемость корпуса при отрывах рабочих лопаток. Это
требование диктуется стремлением локализовать последствия
обрыва лопатки вн7трн компрессора, не дать лопатке выйти
за пределы корпуса, перебить топливные, масляные и другие
трубопроводы, не дать возникнуть позару на самолете.
5* Возможность деления двигателя аа модули.
Двигатель модульной конструкции допускает быструю замену
_______ основных узлов, т ,з . обладает высокой реыонтношособносгт.
6* Минимальный вес и трудоемкость.
3.1. Тиш КОНСТРУКЦИЙ КО
РП
УСО
В
Конструкция корпуса компрессора может быть неразъемной, с попе­
речным или продольным разъемам, с сдвой или двумя стенками. Выбор
той дли иной конструкции корпуса дшггуетоя условиями сборки ком­
прессора и всего двигателя, требованиями к балансировке ротора,
выбранной конструкцией НА и производится на основе анализа преи­
муществ и недостатков каждой конструкция [ I ] .
Н е р а з ъ е м н ы й к о р п у с имеет, равномерную окруж­
ную жесткость и, при прочих равных условиях, меньший вес до
сравнению с другими конструкциями. Здесь возможно использовать не­
разъемный ( по окружности) БД. Однако сборка многоступенчатого
компрессора в этом случае усложняется! отбалансированный ротор
должен быть разобран н собран вновь уже при установке в корпус
путем последовательного монтажа каждого из рабочих колес н НА.
Установка ступеней, монтируемых первыми в глубоком * колодце" я
контроль монтажных операций представляет определенную трудность.
В большинстве случаев требуется повторная балансировка ротора в
корпусе.
К о р п у с с п о п е р ч I н м к р а з ъ е м а м и
облегчает монтаж и контроль? позволяет использовать для отдельных
секций корпуса различные материалы, что желательно сделать вслед­
ствие увеличения давления л температуры от первых ступеней к
поеледай! я проводят к оптимизации веса. Поперечные фланцы увели­
чивают также жесткость корпуса и позволяют использовать большее
число конструктивных разновидностей НА. Веди фланцы размещать в

38. плоскости вращения рабочего кояаса ( са. рас.2 .9 ,б), то можно
повысить непробиваемость корпуса. Такой корпус обладает преиму­
ществами неразъемного корпуса, но имеет зудиле веобшв характе-
рССТДЕИ.
К о р п у с с п р о д о л ь н а » р а з м е н о м
имеет то преимущество, что оборка коыпреосора происходят о окон­
чательно отбалансированным ротором, йзгябнус жесткость корпуса
модно регулировать размерами флянцев продольного разъема и нх
пологеаяеы по окружности корпуса. Очевидно,что с точки зрения
сопротивления изгибу от действия массовых сил предпочтительнее
разъем в вертикальной плоскости. Корпус раднональ{, э попользовать
при неразборной конструкции НА. Недостатком такой конструкции
является неравномерная окружная жесткость. Дня устранения итого
недостатка на наружной я внутренней поверхности корпуса разме­
щают кольцевые элементы конструкция, повышавдие же; гкостъ. Ра­
ционально такие элементы одновременно использовать для крепления
КА к наружных неподвижных трактовых колец.
К о р п у с с д в о й н о й с т е н к о й использует­
ся для умеяьЕеяяя влияния деформации корпуса на радиальные за­
зоры в компрессоре { ряс. 3.1). На внутренней оболочке, связанной
Р я с . ЗД . Корпус компрессора с двойной стенкой а целевой
перепуск .воздуха

39. жестко с наружной только в одной сзчдгпа, крелятоя НА. Она наг­
ружена только даерцноаныма онлайн п крученая1 от взажаодейстЕг!!
ротора а корпуса собственно компрессора а потому спеет откоса-
тельно майе деформация. Нарезная оболочка вхщшт в саданув
схему двигатели, воспринимая изгиб от инерционных сад всего дви­
гателя, кручение к скатке от действия снежных узлов я внутреннее
давление. Такое разделение функций естественно усложняет яоа-
струкшш к увеличивает вес, но позволяет уменьшать паж ннэначзн-
ные ведичинн радиальных зазоров, так а их изменение во времена.
Полость между стеннаая корпуса можно использовать как рессязер,
сбесаечявадшй равномерный отбор воздуха для самадетннх снстем.
алн при г ”репуске воздуха из компрессора. Наружная ободочка г
данной случае мажет быть выполнена неразъемной.
Корпуса неразъемные а с продольным разъемам могут быть выполнены
лятымн яла из листового- матвраада сварными шш пжтнмп. в asp-
зам случае возможно наполнять корпус с переменной толщиной сгон­
ка. Можно варьировать толщиной я в сварзсм варианте, нрт этом
предпочтительна сварка встнк- Б eseotojhx случаях и пра продоль­
ном разъеме целесообразно ввести поперечный разъем, чтобы сделать
корпус яз разных материалом.
3,2. "онструктлвное оформление аяаяэт-Еых сселпдеягй
( до ост шаг-73)
По способу центрирования фдаяцвв в сборе выдают? тря типа
фдаяпвнше ооедндвний (рдс.&2):
* —
{р?ил£. Тид.5
7 а с-3.2. Типы фланцевых соединений корпусов: 1,2 - флвэтти
3 - болт с многогранной головкой, 4 - сзыоноытрящаяся гайка
зе

40. - тея I с центрированием болтами Сптяфтамя);
—
тип 2 о центрированном по наружной цеятраруидей поверхности
( относительно диаметра окружности расположения болтов);
—тва 3 с центрированием по внутренней центрирующей позерхносп
В квадсы из вываленных типов соединения возможно использова­
ние различных комбинаций крепежных элементов:
-байты о многогранными головками д сааононтряцяеся гайки;
-болты с многогранными годовкаан н самояантрящиеся анкерные
( закреялвнвые на фланце ) гайки?
—
болты с шестигранными голсУнкамя и пластинчатой контровкой в
сочетании о ЕЕсамоконгрящимяся анкерными гайками;
-болты с йруглымн гсшовкамп я лысками, препятствующими прозо-
роту болтов, в сочетании с самоконтряпдо&ся гайками ила пео-
тцграЕнымя гайками с пластинчатой контровкой;
- з соединении, где затруднена затяжка гаек ключом н примене­
ние анкерных гаек, в одном пз фланцев выполняются реэьс'авыа
отверстия дои ввинчивания болтов с шестигранными голозкамя
шш отверстия для ппялек в сочетания с сачононгрящиыася шш
шестигранными гайками.
Болты, шшгьки н гайки следует применять с резьбами U5, LI5,
88, ШО.
Центрирование фленцев в соединениях типа I осуществляется
центрирующими болтами или штифтами, число которых должно
составлять примерно 1/3 общего числа болтов. Ш
тифты следует I
устанавлквать в промежутках между болтами.
Центрирующие поверхности болтов и штифтов долины выполняться
диаметрами 5,6,8 ада Ю т е посадкой Х5 .
Оараделенпе размеров типовых фланцев, показанных на ряс. 3.3
а 3.4, сшедует проводить по тайл.ЗЛ и по соотнохенляы
где d5 - диаметр резьбы болта.
Толщина " в * фланцев и количество болтов должны выбираться из
Dj'-'Bs - = D+2d$ г / .
Вг ~ D ~ 2ds - 1,
D3~ D -d s - J ,5,
- D r 2 d s f J •
(для болта с круглой головкой
и лыской);

41. . условия статической прочности и обеспечения герметичности стыка.
Толщина а£° фланцев с резьбовыми отверстиями под болты или спидь-.1
ни должна быть не менее 0,5 d3 * 1,5 им.
Наг отверстий Ь на фланцах можно принять ровным (3 .5- 7 )
d болта (рис.3 .5 ), в для корпусов, нагруженных избыточным дав-
: пением более 5 кгс/сы2, - (3 - 5) d болта. Для снижения веса в

42. 1
л -± ь
Тип2
■М&*
А0,6-0.Ь
3
n ^ l ®
М .!& °
Ж
"ОЬ
03 »кб°
<
?>
ь
А
Тиа.З
<3*
--г
—
:
| у
ЯЩ&
о£Ё?&.
Ж J
Р
*
>
Р а с, 3.4. Дыбор размеров флаяцев первого и второго,
второго н третьего типе
►
О
<Й

43. tJ?
O
S?
*
1
3
1
S'O
I

44. Т а б л и ц а 3L2
п
Онеценпв осей отверстия, т
МП
для центрирупцяг ! для остальных
болтов (штифтов) I болтов
До 500
св .бос д< :осп
СаЛООО
0,03 0Д 5
. 0,03 0,20
ОДО '
ИЬраюватость покерхностэй отазрстсЗ долина бшь:
дата цептрярупда болтов ( штифтов ) е э меага R a 2,5;
для остальных бсгшп е в пезез R s 20.
Ь Ъ Яатаэттаде ощяатаяЕ задокта
зазор по Периферии лопаточного веща о
к
е
з
н
в
н
э
т отра-
цательное ев работу оергферлйянх свпеазтй рабочих лапа-
тон пэ-за перетекаяда воздуха о корытца (вона довзыелното даг-
ленин) на спинку ( зовя попинанного давления). В результате са­
ла, с feoropot действует на воздух крайний алнаент лшатжи,
уквньща§тся а напор* создаваешй ступевьа, спиваемся, При доста-
О
на которой раоположйЕн осп огватотяй, а 3 ± г/ в fi i, А *
Переход отсфлаз- * .......
па к оболочка рацио­
нально сделать кавн-
ческнм с утлсы 5-7°
я длиной катета 15-
-20 нм ( со. рип.3.3
i 3.4). Непаралдвяь-
Е
О
С
Т
Ь соззрхгшстеЗ
А а Б давяна блть зет
более 0,05 ta . Сёэ-
цеяие отверстий о 'Р а с..3.5. Геометрия флагща с облегченна!
дяаметрайп (/, е/, '
а гг* от ясшнальаоро рвадодоавидя набирать по табл. 3*2.
43

45. точно малом относительном зазоре if** еГ/^ -* 0; JT- I ,($ цэ-за
влияния аязкоотл воздуха интенсивность пер^ текания мела и почти
не сказывается на работе ступени. Однако от назначения малых
зазоров конструктора удерживает сдаснооть канал.^ элементов вра­
щающегося ротора о неподвижный детали корпуса.
Кеобходная величина радиального зазора, называемая ыонтая-
пш: зазором, оцен*шается алгебраической суммой.
<т
= 2 4 г 2 4 * 2 с
Г
„
р г 2 <
Г
е ,
где £{р - радиальное удлинение диска и Лопаткп, находящихся
в поле центробежных сил;
2 $ - изменение радиальных размеров диска, лопатки н
t корпуса при изменении их температуры в эавасимос-
?л от рента работы двигателя и скорости полота;
- допуски на изготовление п овалпзацкв лопаточного
v венца и корпуса, на нссоосность опор д другие от­
клонения при изготовлении я монтаже;
2 4 - прогиб ротора п статора.
Основным для оценка доля 2<ft а мозтаансм зазоре являет­
ся резни сброса газа ( переход с даксииальноГо, ренина на малый
газ), когда ротор нагрет, а тонкостенный корпус быстро теряет
тепло и, сужаясь, уменьшат зазор.
Однако достоверно оценить при проектировании вое эти величи­
ны оатруднптзльно. 7 выполненных компрессоров, относительный за­
зор а' находится в пределах:
0,2 - 0,7,? - для первых ступеней;
1,5 —4,0^ - для последних ступеней.
Позталу в курсовом проекте монтажные зазоры для первой и по­
следней' ступени нужно назначать в этом диапазоне (Г . Для
остальных ступеней зазоры распределяет по линейной зависимости.
Радиальный зазор между ротором а элементами НАдля данной
ст/пена возысамо назначить в? 0,3-0,5 ка кеньье зазора по пери­
ферии рабочего колеса. Для уменьшения потерь давления из-за уте­
чек через зазоры необходимо использовать щелевые я лабиринтные
уплотнения (сы.рис.3.6).
Нанесение покрытия толщиной 1-3 ым на неподвижных тракто­
вых кольцах ( над рабочим колесом) я втулках лабиринтов, позво­
ляет уменьшить монтажные зазоры на 30-5Q&. Этот слой манат сни­
маться при касании вращалщгся лопаток а лабиринтов и таким об­
разом будет автоматически устанавливаться минимальный радиальный
j 44
О

46. рабочий зазор. Для лучшего сцепления покрытия с металлом на по­
верхности колец делают резьбовую нарезку с шагом 0,6-0,? мм и
высотой 0,3-0,5 мн.
Выбор материала покрытий в зависимости от температуры в ступени
можно сделать по табл. 3.3.
Т а б л и ц а 3.3
t ' c Композиция 0
ДО
КрЫ
ТЙ
Я
Способ надесеЕЛЕ
250-300 Тальковые покрытии Кистью в несколько слоев
( тальн+алюминиевая
дудра + лак)
400 Адшогрзфятшае П
О
К
­ Напыление
РЫ
ТИ
И
600 АНБ (алюминий + нит­ Плазменное напшгенне
рит бора)
700 Олесь 20 tf (никель* Плазменное напыление
+медь+китрит бора)
При температурах
700°С и выше рацио­
нально использовать
ва трактовых кольцах
последних ступеней и
в лабиринтах за ком­
прессором^,вместо ком­
позиционных покрытий-
сотовые (рдс. 3.6),
полученные дз сталь­
ной фольги толщиной
+ 0,05 - 0,2 ш с
вписанным диаметром
ячейки Л =0,9-3,0 м
ы
и высотой сот 2,5 -
- 4 ии. Повыаение
эффективности уплот-
ЭлВА'гт
со/п
45

47. аваля здесь достигается за счет уменьшения радиальных зазоров с
врезанием гребеяЕОв лабиринтного уплотнения з. соты на глубину
до I ну. Щи перетекании газа в осевом я окружном направлениях
сотовая поверхность создает дополнительное сопротивление (газ
течет вдоль ребристой поверхности)..
Г л а в а 4
ВЫ
БОР КШСТРУКШ®P0TQF1 КСМПЕЕШЗР1 _ .
Т р е б о в а н и я к к о н с т р у к ц и и
р о т о р а
Выбор конструктивной схемы я исполнения отдельных элементов
ротооа является следую т этапш в проектировании компрессора.
Он позволяет оценить жесткость и критические скорости ротора,
значения тоторых должна быть за пределами диапазона рабочих обо­
ротов двигателя. Осуществляя поиск предпочтительной конструкция
ротора для заданных условий используют следующие основные кри­
терии для выбора ре.гения:
достаточные запасы прочности ротора я его элементов, воспри­
нимающих нагрузки от газовых и центробежных сил, от неравномер­
ного нагрева и разных коэффициентов линейного расширения мате­
риалов. От изменения скорости полета, от эволюций самолета, а
также от переменных сил;
достаточная изгибная я крутильная жесткость для получения
требуемыл значений критических скоростей и сохранения заданных
радиальных зазоров при работе двигателя; 1
сохранение первоначального дисбаланса ротора в заданных пре­
делах (30-100 гса) в течение всего ресурса;
минимальный вес и трудоемкость.
*
4.1. Внбоо конструктивной схемы ротора
Существует три конструктивные схемы ротора, область применения
каждой из которых достаточно четко определяется уровнем допус­
тимых окружных скоростей вращения на его периферии и способом

48. передача крутящих моментов от ступени а ступени. Дея обоснова­
ния выбора той°яжи яной схема рассмотрим яг достоинства я недо­
статка.
Р о т о р б а р а б а н н о г о т и п а (рас, 4 .1 )t
представлявший цилиндрическую шш коническую оболочку о наруж­
ными пазами или другими элементами для закрепления лопаток, от­
личает ’Я простотой конструкции, небольшим числом составных эле­
ментов д высокой изгабной жесткостью. Недостатком такого ротора
является малые допустимые окружные скорости вращения Сдо IB0-
200 м/с на периферии барабана). Поэтому область применения это­
го типа ротора ограничивается каскадсм низкого давленая в двуу -
я трехвальных ДТРД и компрессорами малогабаритных двигателей,
имеющими небольшие размера.
^Однако использование материалов с большим отнесением преде­
ла прочности к удельному весу(0у / т = 20-25 для титановых спла­
вов) и конструктивное упрочнение барабана [например, внутренни­
ми кольцевыми ребрами, расположенными в плоскости крепления ло­
паток С рно.4.1,а)], позволяет использовать их и при больших ок­
ружных скоростях."
В большинстве конструкций ротора барабанного типа для креп-
деЕия лопаток применяется кольпевой паз С или бурт), что пазво
ляет набирать их оптимальное количество для каждой ступени в
отличие кснструкдии ротора с продольными пазами. Кроме того,
прочность барабана с продольными пазами яге, так как расчет­
ная толщина стенки по всей длине барабана в этом случае ыеньсе-,
а значение действушай распределенной нагрузки - больше.
В р о т о р е д и с к о в о г о т и п а на валу
крепятся отдельные диски, что позволяет поднять окружные скорос­
ти на периферийном диаметре до 300*360 м/с. Это дает возможность
дйпользовать его в выеокооборотных, высоконапорннх компрессорах
с оптимальным числам ступеней. Однако такой ротор без барабанных
проставок имеет магу^у изгябную жесткость. Для повышения изгиб-
ной жесткости между дисками устанавливают трактовые кольца
или проставкя, как это показано на рис.4,2. Однако все это ве­
дет в конструктивному и технологичеснсшу усложнению ротора п
увеличивает вес его.
Р о т о р о м е п а а н о г о ( б а о а б а н н о - д в о -
ь ° в о т о ) т и п а ( рис.4.3) сочетает в себе достоинств

49. о dot
04ах>ш
I

50. распорная
s
ty
яка

51. роторов барабанного и дискового тшш: высояув язгяйнув кзсткость,
Е о то р у г ы ахно ара н еобходи м ости и з м е н я т ь , а прочность, к о то р а я
п о з в о л я е т а с л о л ъ з о в а т ь этот р о то р щш т а к а х из окрукннх скороо-
vtrr, что а дисковый. Соединение дисков аекцу собой обеапечивазтш
здесь через барабанные участки ротора, выполненные шш cosasor-
яо с диском шш в воде отдельных кольцевых пооставох. Роторы та­
кого тш а широко применяется в современных ПД.
4.2. Выбор каастоукшш элементов ротора
смешанного тала
Элементы, определявщиэ изгябную жесткость ротора, старается вы­
полнять так, чтобы по'училось тело врааеняя, близкое но форме

52. в двуюторной оплеё равного сопротивления при нагружении иага-
бок ( си. рос.4.3}. Свшано стремление уменьшить габариты и вес,
а в ряда случаев а необходимость поднять критические обороты
ротора привозят и отступланяян от этого правила { рис.4.4), ко­
торые дозволяет tofif уменьшать расстояние иеяду опорами или из­
бегать ипядяття дополнительных опор ( например, констльное рас-
дояоязние ротора/.
_ / Н “ Н Ш
н ш
h
14
Рв
Р н с. 4.4. Элемента ротора смешанного тяда;прямер
уменьшения расстояния между опорами одного я того
же ротора (а); выбор угла наклона стенки передней
н зада ротора
Ротор смешанного тала состоят из дисков, соединенны! бара­
банными простатами я двух цапф. Рассмотрим выбор конструк­
ции этих элементов я способов передали крутящих цементов.
У г о л н а к л о н а с т е д к н передней к задней
цапфы выбирается исходя из величины осевой силы, действующей яН
ротор. Упрощенно это можно представить в ледурщем виде^рис.4".'#)/
Раскладывая осевую сяду на силы, действующую по Образующей на»-

53. лоаноВ стенни Pj п салу, парпзпдакулнрнуг в ней Pgt получка, что
сала Pj схапает стонну, а Р2 - изгибает ее. Оря уменьшении угла
растет г осевая податливость воска, пра ас = 0 податливость
будет максимальной. Даже при набольших углах 6-12° осевая подат­
ливость астат быть уменьшена в 2-2,5 раза.
Ф а р и а д и с к а . Минимальный вес имеет даек без цент­
рального отверстия. У диска с центральным отверстием на поверх­
ности отверстия нормальные радиальные напряжения равна нули, а
окружные нормальные напряжения максимальны. Для снижения их до
допустимых значений теплина диска у отверстия увеличивается
(ряо.4 .5 ). Учитывая, что оврухнне напряжения в некотором удале­
нии от отверстии становятся пример­
но ряштами атем напряжениям для
случая диска без отверстия.высоту
утолщения ( ступицы) не следует наз­
начать слишком большой.
Предварительно размеры утолщения
можно принять бу - ( 2 -4 )3 ,
/,',- ( 3 - 6 ) S r R=(10-rS)S-
При выборе размеров утолщения
можно использовать и такой прием:
ваяв вначале диск без отверстия,
затеи площадь поперечного сечения
дисна, ограниченную центральным от­
верстием, следует равномерно рас­
пределить на утолщение. Толщину жв
диска без центрального отверстия
предварительно можно оценить, зная число лопаток, конструкцию
замка н обороты ротора, определением запаса прочности проекти­
руемого диска по предельна* оборотом
Р я с . 4.5. Выбор размеров
ступицы диска
к _ Пралрущ
где
ft-pad.,
F
3
■
d r
2 л
- половина площади поперечного сечения диска;
- момент инерции площади^относительно оси вращения;
- суммарная центробежная сила от всех лопаток и
частей диска между ними;
- плотность материала диска;
52