nts012020 by nikolatysh

УЧРЕДИТЕЛЬ ЖУРНАЛА ООО «ВОРОНЕЖСКАЯ МЕЖДУНАРОДНАЯ КОНФЕРЕНЦИЯ»

СТОИМОСТЬ РАЗМЕЩЕНИЯ РЕКЛАМЫ И РЕКЛАМНЫХ СТАТЕЙ В ЖУРНАЛЕ «Насосы. Турбины. Системы» Разворот

при расположении внутри журнала

1 полоса

100 000 руб.

ФОРМАТ обрезной 210х297 мм

перед содержанием

ФОРМАТ обрезной - 420х297 мм до обрезки- 430х307 мм

Горизонтальная

125 000 руб.

1/2 полосы – 29 000 руб.

1/8 полосы –

71 000 руб.

внутри журнала

50 000 руб.

Формат

обрезной 210х105 мм до обрезки 215х110 мм

1/6 полосы – 13 000 руб.

Вертикальная

9 000 руб.

3-й стор. обложки

обрезной 105х297 мм до обрезки 110х307 мм

1 /4 полосы– 17 000 руб.

обрезной 210х84 мм до обрезки 215х89 мм

75 000 руб.

Формат

обрезной 210х148 мм до обрезки 215х153 мм

Формат

2-й стор. обложки

1/3 полосы – 21 000 руб.

Вертикальная

Формат

Горизонтальная

до обрезки 215х307

при расположении на:

Формат

обрезной 105х146 мм до обрезки 110х151 мм

Формат

обрезной 210х64 мм до обрезки 215х69 мм

Стоимость одной полосы рекламной статьи - 38 000 руб. Цены указаны с учетом НДС. Ставка НДС 20%

Технические требования к рекламным макетам:

Формат

обрезной 210х53 мм до обрезки 215х58 мм

Растровые файлы *.tif, *.jpg c разрешением 300 dpi Векторные файлы * .ai, * .eps, текст в кривых Текстовая информация не ближе, чем 5 мм от края

Технические требования к рекламным макетам, требующим изготовления:

текст Microsoft Word (без элементов верстки); графические файлы - * .eps, * .tif, * .jpg Изготовление оригинал-макета 10÷15% от стоимости рекламы

При отправке по e-mail для файлов объемом 5 Мб и более необходимо использовать архиватор ZIP, RAR.

Ждем от Вас информацию и рекламу! OOO «Воронежская Международная Конференция», редакция журнала «Насосы. Турбины. Системы» тел/ф: (473) 272-76-07, добав.3-35; E-mail: Jurnal@vmk-nts.ru

Ответственный секретарь редакции Наталия Соколова. E-mail:sokolova_n_n@mail.ru

СОДЕРЖАНИЕ

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ Д и р ек то р Гаделия Евгений Геннадьевич (г. Воронеж) Гл ав ны й р е д ак то р Нескоромный Е. В., Артанов В. В. Аксенов Станислав Петрович, Идентификация посторонних предметов, д. т. н., профессор (г. Воронеж) повреждающих рабочие лопатки ГТД...................................5 О тв етс тв енны й се к р етар ь Соколова Наталия Николаевна (г. Воронеж) Ред а к ц и о нна я ко л л е ги я Нецвет В. А., Зубко А. И. Отстройка роторов Ануров Юрий Михайлович, газотурбинных двигателей от резонансных д. т. н. (г. Санкт-Петербург) частот путем регулирования жесткостных Бахарева Виктория Ефимовна, д. т. н., профессор (г. Санкт-Петербург) характеристик ротора................................................................14 Белоусов Анатолий Иванович, д. т. н., профессор (г. Самара) Зубко А. И., Аксенов С. П., Звонарев С. Л., Бондаренко Валерий Вячеславович, Нецвет В. А., Зубко И. О. Опыт применения к. т. н. (г. Челябинск) экспериментального модального анализа для Валюхов Сергей Георгиевич, д. т. н., профессор (г. Воронеж) контроля качества изготовления и сборки Горячева Ирина Георгиевна, роторов ГТД....................................................................................21 д. ф.‑м. н., профессор, академик РАН (г. Москва) Гречников Федор Васильевич, НАУЧНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ И НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЕ д. т. н., профессор, академик РАН (г. Самара) Гуров Валерий Игнатьевич, РАЗРАБОТКИ В ОБЛАСТИ СОЗДАНИЯ И ПРИМЕНЕНИЯ д. т. н., профессор (г. Москва) ИННОВАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ Караханьян Владимир Карпович, д. т. н., профессор (г. Москва) Аксенов Е. В., Праслов Д. Ю. Исследование Красневский Леонид Григорьевич, д. т. н., профессор, член‑корреспондент основных критериев при формировании НАН Беларуси (г. Минск) конструктивного облика опоры ротора ГТД...................32 Кретинин Александр Валентинович, д. т. н., профессор (г. Воронеж) Фалалеев С. В., Зрелов В. А., Щемелев В. И. Махутов Николай Андреевич, д. т. н., профессор, член-корреспондент РАН (г. Москва) Проектирование и разработка конструкции Петров Владимир Иванович, комбинированного газотурбинного двигателя.............39 д. т. н., профессор (г. Москва) Фалалеев Сергей Викторинович, МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ д. т. н., профессор (г. Самара) РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ АДРЕС РЕДАКЦИИ 394052, Воронеж, ул. Газовая, 2а, оф. 20 СОВРЕМЕННЫХ НАСОСОВ, ТУРБИН, ГИДРОМАШИН, Телефон: (473) 272-76-07 ГИДРОПНЕВМОАГРЕГАТОВ И ЭНЕРГОСИСТЕМ НА ИХ Факс: (473) 272-76-19 ОСНОВЕ http://www.jurnal-nts.ru E-mail: jurnal@vmk-nts.ru Дизайн Надежда Ермолаева, Юрий Сулеин, Сергей Аксенов Лещенко И. А., Буров М. Н., Кикоть Н. В. Корректор Виктор Гришин Исследование динамики раскрутки ротора Перевод Наталья Зыкина, Валерия Измайлова турбины низкого давления ТРДД при Журнал зарегистрирован Федеральной службой по надзору в сфере связи, информационных разрушении вала..........................................................................46 технологий и массовых коммуникаций (Роскомнадзор). Свидетельство о регистрации Лепешинский И. А., Ся Сюй Разработка ПИ № ФС77-46511 от 02.09.11 г. Журнал включен в Перечень российских рецензируемых методики расчета смесителя с двухфазным научных изданий, в которых должны быть опубликованы рабочим телом..............................................................................52 основные научные результаты диссертаций на соискание ученой степени кандидата наук, на соискание ученой Савин В. Ю. К вопросу снижения сил реакций, степени доктора наук. При перепечатке ссылка на журнал обязательна. действующих на пластину в пластинчатых насосах.....59 За достоверность информации и сведений, изложенных в статьях, ответственность несут авторы, за содержание НОВОСТИ РАПН рекламных материалов — рекламодатели. Выходит 4 раза в год. Караханьян В. К. PCVEXPO на службе России. Цена свободная. Подписку на журнал можно оформить в почтовых Открытое письмо.........................................................................67 отделениях по каталогу «Пресса России» Подписной индекс — 43739 ПРАВИЛА ОФОРМЛЕНИЯ И УСЛОВИЯ Издатель ООО Издательство «Научная книга». 119361, г. Москва, ПУБЛИКАЦИИ РУКОПИСЕЙ......................................................72 ул. Большая Очаковская, 47а, стр. 1, к. 104. Отпечатано ООО ИПЦ «Научная книга». Журнал включен в Российский индекс научного цитирования 394036, Воронеж, ул. Арсенальная, д. 4а, 25. Подписано в печать 30.03.2020. Заказ 106. Тираж 500 экз.

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

D irec tor Gadelia Evgeny (Voronezh) Chef Edito r Aksionov Stanislav, doctor of technical sciences, professor (Voronezh) S ec ret ar y Sokolova Natalia (Voronezh) Editor ial b oard Anurov Yury, doctor of technical sciences (Saint-Petersburg) Bakhareva Victoria, doctor of technical sciences, professor (Saint-Petersburg) Belousov Anatoly, doctor of technical sciences, professor (Samara) Bondarenko Valery, candidate of technical sciences (Chelyabinsk) Valyukhov Serguey, doctor of technical sciences, professor (Voronezh) Goryacheva Irina, doctor of physical and mathematical sciences, professor, academician of RAS (Moscow) Grechnikov Fedor, doctor of technical sciences, professor, academician of RAS (Samara) Gurov Valery, doctor of technical sciences, professor (Moscow) Karakhanian Vladimir, doctor of technical sciences, professor (Moscow) Krasnevskii Leonid, doctor of technical sciences, professor, corresponding member of NAS of Belarus (Minsk) Kretinin Alexander, doctor of technical sciences, professor (Voronezh) Makhutov Nikolay, doctor of technical sciences, corresponding member of RAS (Moscow) Petrov Vladimir, doctor of technical sciences, professor (Moscow) Falaleev Sergey, doctor of technical sciences, professor (Samara) EDITORIAL OFFICE 2а, Gazovaya st., of. 20 394052, Voronezh, Russia Telephone: 7(473) 272-76-07 Fax: 7(473) 272-76-19 http://www.jurnal-nts.ru E-mail: jurnal@vmk-nts.ru Design Nadejda Ermolaeva, Yury Sulein, Serguey Aksionov Corrector Victor Grishin Translation Natalia Zykina, Valeriya Izmaylova Magazine is reiterated by Federal Control information communications, information technologies and mass media communications Service of (Roscomnadzor). Registration certificate ПИ № ФС77-46511 from September 02, 2011 The magazine is included in the List of the Russian reviewed scientific publications, where main scientific results of dissertations for Candidate of Science degree, and for Doctor of Science degree should be published. The reprinting is possible only if there is a reference to magazine. Authors are responsible for articles information authenticity, advertisers are responsible for the publicity information. The magazine is published 4 times a year. Price is indeterminated. You can formalize the subscription to the magazine in catalogue “Russian Press” Subscription number – 43739 Publisher OOO Publishing house “Scientific book” 47a, bld. 1, room 104, Bolshaya Ochakovskaya str., 119361, Moscow. Printed in Publication Center “Scientific book”. 4а, 25, Arsenalnaya str., 394036, Voronezh. Signed for printing in March 30, 2020. Order 106. Edition 500 copies.

Information and analytical documentations

TABLE OF CONTENTS

THE MAGAZINE IS FOUNDED BY “VORONEZH INTERNATIONAL CONFERENCE” LTD.

INFORMATION AND ANALYTICAL DOCUMENTATIONS

УДК 621.452.2

Neskoromnyi E. V., Artanov V. V. Identification Of Foreign Objects Damaging The Blades Of A Gas Turbine Engine...................................................................................5

ИДЕНТИФИКАЦИЯ ПОСТОРОННИХ ПРЕДМЕТОВ, ПОВРЕЖДАЮЩИХ РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ ГТД

Necvet V. A., Zubko A. I. Detuning Rotor Turbine Engine From The Resonance Frequency By Using Rotor Stiffness Characteristics Regulation............................14

Е. В. Нескоромный Докторант кафедры авиационных двигателей ВУНЦ ВВС «ВВА имени профессора Н. Е. Жуковского и Ю. А. Гагарина», к. т. н. (Россия, г. Воронеж), neskor80@yandex.ru

Zubko A. I., Aksenov S. P., Zvonarev S. L., Necvet V. A., Zubko I. O. Experience Of Experimental Modal Analysis For Quality Control Of Manufacturing And GTE Rotor Assembly..............................21

В. В. Артанов Оператор научной роты ВУНЦ ВВС «ВВА имени профессора Н. Е. Жуковского и Ю. А. Гагарина» (Россия, г. Воронеж), artanovvladislav@mail.ru

SCIENTIFIC RESEARCHES AND SCIENTIFIC AND TECHNICAL DESIGNS IN SPHERE OF INNOVATIVE TECHNOLOGIES MANUFACTURING AND APPLICATION Aksenov E. V., Praslov D. Y. Research Of The Basic Criteria For The Design Appearance Formation Of The Gte Rotor’s Support...............................................................32 Falaleev S. V., Zrelov V. A., Shchemelev V. I. Design And Development Of Composite Cycle Gas Turbine Engine................................................................................39 OPERATION PROCESSES MATHEMATICAL MODELING AND DEVELOPMENT OF CONTEMPORARY PUMPS, TURBINES, HYDROMACHINES, HYDRAULIC PNEUMATIC UNITS AND BASED ON POWER SYSTEMS Leshchenko I. A., Burov M. N., Kikot N. V. Research Of Rotor Acceleration Dynamics For Low Pressure Turbine For The Case Of Shaft Destruction.........46 Lepeshinsky I. A., Xia Xu Development Of Methods For Calculating A Mixer With A Two-Phase Working Fluid...................................................................................52 Savin V. Y. To The Question Of Reducing The Force Of Reactions Operating On The Vane In Vane Pumps.......59 RPMA NEWS Karakhanyan V. K. PCVEXPO Provides Services For Russia. Open Letter........................................................................67 MANUSCRIPT FORMATTING REQUIREMENTS AND TERMS OF PUBLISHING.....................................................72

В статье представлена методика, позволяющая на основе данных о повреждении рабочей лопатки компрессора ГТД посторонним предметом определить его тип и размеры, пара‑ метры соударения с рабочей лопаткой, а также этап летной эксплуатации, на котором бы‑ ло получено повреждение. Раскрыта структура и содержание методики, рассмотрены не‑ обходимые формульные зависимости, критерии для определения схожести эксплуатаци‑ онного и лабораторного повреждений. Приведен пример применения методики для иден‑ тификации постороннего предмета, повредившего рабочую лопатку с бандажной полкой первой ступени ГТД. Ключевые слова: посторонний предмет, повреждение рабочих лопаток, математическое моделирование соударения. Введение Проблема досрочного (преждевременного) съема двигателей (ДСД) из-за повреждения деталей газовоздушного тракта авиационных ГТД посторонними предметами (ПП) возникла с началом летной эксплуатации двигателей с осевыми компрессорами [1, 2]. Посторонними предметами для авиационной техники являются все тела в твердой фазе (в том числе и элементы ее конструкции) попадающие в нее извне, а также оставленные во внутренних полостях конструкции при обслуживании. Одной из причин обострения данной проблемы является то, что развитие ГТД с осевыми компрессорами непосредственно связано с увеличением коэффициента полезного действия и степени повышения полного давления компрессора. Увеличение максимальных значений этих параметров достигается увеличением окружных скоростей, уменьшением радиусов скругления передней кромки, переходом формы передней кромки от окружной к эллиптической, а также снижением максимальной толщины профилей

The Magazine Is Included Into The Russian Science Citation Index

рабочих лопаток (РЛ) компрессора. Все эти факторы негативно влияют на стойкость РЛ к ударному воздействию ПП. Снижению ДСД по причине ПП способствует совершенствование эксплуатационных мероприятий и систем защиты от попадания ПП, которые применяются на самолете. Но, несмотря на это, проблема стоит особенно остро для создаваемых самолетов, находящихся на этапе опытной эксплуатации, когда осуществляется применение новых мероприятий, новых или модернизированных устройств защиты, предотвращающих попадание ПП в двигатель или способствующих уменьшению ущерба от взаимодействия ПП и элементов силовой установки (СУ). Исходными данными для выбора эффективных мероприятий и разработки устройств защиты при создании новых самолетов наряду с прочими [3—6] являются: — результаты анализа данной проблемы для аналогичных образцов самолетов с ретрансляцией опыта решения проблемы повреждения ПП на опытные образцы; — результаты расследований причин повреждений ПП элементов ГТД на этапе опытной эксплуатации.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

Таким образом, на этапе опытной эксплуатации проходит проверка эффективности мероприятий и устройств защиты, и если на данном этапе имеются случаи повреждения ПП элементов ГТД, то для предотвращения таких повреждений в дальнейшем необходимо определить типы ПП, которые наносят повреждения, причины и пути их попадания в двигатель. Основной задачей при расследовании случаев повреждений ПП является определение материала, размера и формы ПП. Эта процедура регламентирована, и методики описаны в соответствующих документах. Результатом расследования являются данные, которые позволяют определить происхождение ПП — ч астица засоренности аэродромного покрытия, фрагмент ЛА (недостатки технологии его изготовления), инструмент, оставленный обслуживающим персоналом, и т. п. Но наряду с данными о ПП, например, при повреждении РЛ частицей аэродромного покрытия, практический интерес представляет определение конкретного места поверхности аэродрома, на котором находилась эта частица, что, в конечном счете, позволит или устранить источник ПП (ремонт участка аэродрома), или разработать действенные мероприятия по предотвращению попадания ПП на вход в СУ (более тщательная уборка данного участка, объезд его при рулении и т. д.). На данный момент такая работа возможна только в том случае, если по результатам расследования определяется тип ПП, который находится на ограниченном участке аэродрома (например, отремонтированный участок рулежной дорожки с применением отличающихся от остального аэродрома материалов, бетонный монолит, асфальт, уплотненный грунт, полимерный заполнитель швов и т. п.). В случае если аэродромное покрытие одинаковое на всех участках, то решение такой задачи возможно только на основании результатов определения кинематических параметров, при которых произошло соударение ПП и РЛ в эксплуатации. Основное направление выполненных исследовательских работ посвящено определению путей попадания ПП на вход в СУ [1—8]. Причем во всех такого рода работах рассматривается прямая задача — определение возможных траекторий (с учетом взаимодействия с преградами) ПП определенного типа, находящихся на поверхности аэродрома, с оценкой вероятности попадания в СУ и повреждения ее элементов.

Information and analytical documentations

Накопленный опыт решения таких задач, а также значительное развитие средств неразрушающего контроля, в т. ч. высокоскоростной фотовидеосъемки, развитие средств математического моделирования позволяют решить обратную задачу — на основе данных о повреждении ГТД определить возможные параметры соударения ПП с элементами ГТД и путь его попадания в СУ. Для решения данной задачи разработана методика идентификации ПП, повреждающих рабочие лопатки ГТД. Идентификация (от лат. identifico — «отождествлять») — установление тождественности исследуемого объекта известному объекту на основании совпадения признаков, распознавание. Для строгого понимания понятия тождественности необходимо воспользоваться законом Лейбница: «A и B тождественны, если и только если все свойства (и отношения), которые характеризуют А, характеризуют и В, и наоборот» [9]. Цель работы — на основе данных о повреждении рабочих лопаток компрессора ГТД определить тип и размеры ПП, параметры его соударения с РЛ, а также этап летной эксплуатации ГТД. Структура и содержание методики Основная идея методики заключается в том, чтобы научно обосновать кинематические параметры соударения ПП с РЛ и в лабораторных условиях воспроизвести повреждение РЛ, наносимое ПП, тождественное повреждению, полученному РЛ в эксплуатации. Основными признаками, подлежащими определению, являются вид, форма, размеры повреждения и материал ПП (химический состав), который остался на поврежденном участке РЛ. Результатом идентификации являются: — тип, размеры и материал ПП; — путь попадания ПП на вход в ГТД; — режим работы ГТД во время соударения ПП с РЛ; — этап эксплуатации самолета (газовка, руление, взлет, посадка, полет и т. п.); — участок аэродрома, на котором находился ПП до попадания в двигатель. Также рабочие материалы об эксплуатационных и лабораторных повреждениях ПП формируют базу данных, которая содержит фото-, видеоматериалы и сведения о повреждении. На основе базы данных формируется «Атлас повреждений

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

посторонними предметами ГТД» по типам самолетов, который может быть использован при проведении расследований причин повреждения ПП элементов ГТД в эксплуатации. Кроме того, доступное и наглядное представление последствий соударения конкретного ПП с РЛ позволяет повы-

сить дисциплинированность и техническую грамотность обслуживающего инженерно-технического персонала. Методика содержит шесть структурных блоков и один блок сравнения, схема методики представлена на рисунке 1.

Рис. 1. Схема методики

Первый блок — б лок исходных данных, который содержит сведения о повреждениях РЛ, причем регистрации также подлежат повреждения проточной части воздухозаборника для определения траектории движения ПП с учетом соударений и другие сведения, имеющие, возможно, даже косвенное отношение к событию повреждения. Для каждого из случаев повреждения ПП исходными данными являются режим и условия эксплуатации летательного аппарата и его СУ, погодные условия. Также в качестве исходных данных используются сведения о засоренности ПП аэродрома, составе элементов летательного аппарата. Второй блок — база данных, предназначенная для систематизации сведений, полученных из блока исходных данных 1 и блоков 3, 4 и 5, назначение которых описано далее по тексту. Третий блок включает методику определения материала ПП, повредившего РЛ ГТД. Методика основывается на результатах проведения рентгеноспектрального анализа поврежденных в эксплуатации и в лабораторных условиях РЛ, а также непосредственно самого ПП, в случае отсут-

ствия справочных данных об его химическом составе. Основное содержание методики изложено в работе [10]. Выходными данными являются химический состав материала ПП (включения в материал РЛ) в случае его обнаружения на поверхности РЛ в месте контакта и размеры повреждения РЛ. Тип ПП определяется сравнением состава основных химических элементов (железо, никель, хром и т. п.) включений и предполагаемых сплавов. Анализ соотношений основных элементов позволяет исключить влияние включения на результат процентного соотношения химических элементов, не входящих в материал ПП. Для определения схожести марки стали со следом от повреждения авторами работы [10] используется показатель отклонения:

(1)

где n — к оличество соотношений химических элементов; Li — с оотношение элементов в химическом составе предполагаемого сплава ПП; Мi — с оотношение тех же элементов в месте повреждения.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

Для определения размеров повреждения наряду с обычными средствами измерений (линейкой, штангенциркулем и т. п.) в настоящее время возможно применение растрового электронно-

Information and analytical documentations

го микроскопа (рис. 2). Также возможно использование 3D-сканера для определения как пластических деформаций в районе повреждения, так и общей деформации пера лопатки.

Рис. 2. Изображение поврежденного участка рабочей лопатки, полученное с использованием растрового электронного микроскопа

Четвертый блок — б лок математического моделирования, предназначенный для определения параметров соударения ПП с РЛ на различных режимах работы ГТД в зависимости от кинематических и геометрических параметров ПП, попавшего на вход в рабочее колесо компрессора. Выходными параметрами для ПП заданного размера и материала, необходимыми для проведения лабораторного эксперимента, являются: — место соударения ПП с РЛ, — расстояние от оси вращения рабочего колеса до i-го сечения РЛ, установленной в рабочем колесе, и — расстояние от передней кромки РЛ до места соударения ПП на i-м сечении; — относительная скорость соударения ; — угол соударения αi между векторами относительной скорости и скорости вращения на радиусе ri (плоскостью вращения рабочего колеса) [11]. Основные формульные зависимости и допущения представлены в работе [11], в которой предложен метод определения границ зоны возможных соударений ПП с РЛ компрессора ГТД, учитывающий размеры ПП. Расстояние по хорде от передней кромки до места соударения ПП на i-м сечении РЛ определяется формулой (2):

(2)

где угол αi между векторами относительной скорости и скорости вращения на радиусе. При решении обратной задачи немалую сложность представляет определение параметра . Место нанесения повреждения ri известно, угловая скорость РК определяется режимом работы ГТД, т. к. для каждого из этапов взлета и посадки характерно применение заданного режима работы двигателя, например, на разбеге — режим «Максимал», частота вращения ротора компрессора низкого давления , а при посадке — «Полетный малый газ» — , промежуточные режимы работы ГТД возможно определить по результатам объективного контроля. Значение параметра представляет наибольшую неопределенность, т. к. он зависит от множества факторов, таких как: — причина (путь) попадания ПП во входное устройство СУ; — возможные соударения с элемента входного устройства и двигателя (кок, входной направляющий аппарат и т. п.); — скорость потока воздуха во входном устройстве и связанный с ней расход воздуха; — форма ПП, которая оказывает влияние на аэродинамическое сопротивление; — материал ПП, в частности его плотность. Учет всех указанных факторов можно представить в виде функциональной зависимости:

где

— у гловая скорость ротора компрессора; — к оличество РЛ на рабочем колесе; — расстояние от оси вращения РК до i-го сечения лопатки; — у гол установки хорды i-го сечения лопатки; — а бсолютная скорость поступательного движения ПП на входе в РК. Здесь можно выделить две основные группы параметров: — конструктивные параметры ступени и ПП — ; — кинематические параметры . Причем параметры для заданного радиуса РК для анализа удобно объединить в виде безразмерного параметра отношения скоростей ПП и вращения РЛ:

(3)

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

(4)

где — а бсолютная скорость на входе в воздухозаборник СУ, которая зависит от пути попадания ПП на вход в СУ; — р асход воздуха через входное устройство; — плотность материала ПП; — к оэффициент аэродинамического сопротивления, учитывающий форму ПП. Исследованию влияния всех указанных факторов посвящены работы [1—8]. В целом аналитическая зависимость (2) позволяет однозначно связать расстояние от передней кромки до места соударения ПП на i-м сечении РЛ с режимом работы двигателя и абсолютной скоростью ПП . Выходные данные блока — оптимальный план проведения активного или активно-пассивного лабораторного эксперимента. Пятый блок — лабораторный эксперимент. Данный блок включает необходимое методическое обеспечение и лабораторное оборудование, которое позволяет имитировать нанесение экс-

плуатационных повреждений РЛ. Основные конструктивные особенности лабораторного оборудования, его возможности и условия проведения параметрических стендовых испытаний представлены в работе [12]. Лабораторное оборудование включает: — пневматическую (легкогазовую) метательную установку; — защитный шкаф; — оснастку для крепления объекта испытаний, в данном случае РЛ; — устройства измерения скорости ПП и фото-, видеосъемки процесса соударения ПП с РЛ. Методики проведения эксперимента с использованием лабораторного оборудования представлены в работах [12, 13]. Выходными данными являются вид, форма, размеры повреждения РЛ, а также сведения о повреждении самого ПП. Шестой блок — блок сравнения, предназначен для оценки точности воспроизведения в лабораторных условиях эксплуатационных повреждений. Оценке подлежат геометрические параметры повреждений и результаты рентгеноспектрального анализа поврежденной в лабораторных условиях РЛ. Критерий для сравнения химического состава — используется показатель отклонения D, определяемый по формуле (2). Критерием для сравнения геометрических параметров служит M — среднее арифметическое относительных отклонений размеров лабораторного повреждения от размеров эксплуатационного повреждения, определяемое зависимостью:

(5)

где — i-й размер лабораторного повреждения; — i-й размер эксплуатационного повреждения; n — количество контролируемых размеров. При М = 0 выполняется условие полного совпадения повреждений. В случае выполнения условия сравнения происходит идентификация ПП, необходимые сведения о ПП заносятся в базу данных как истинные и в совокупности с исходными данными и результатами математического моделирования передаются далее в седьмой блок. В случае, если условие сравнения не выполняется, вносятся необходимые корректировки в математическую модель и, как следствие, в начальные условия лаборатор-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

ного эксперимента, который повторяется до выполнения условий идентификации ПП. Седьмой блок — содержит окончательную необходимую комплексную информацию о повреждениях РЛ, на основе которой формируется «Атлас повреждений двигателя посторонними предметами» — и ллюстрированный документ с классификацией повреждений РЛ и указанием ПП и условий, при которых получены как эксплуатационные, так и лабораторные повреждения. Также на основе комплекса исследований разрабатываются методические рекомендации по определению причин повреждений двигателя ПП в эксплуатации. Пример применения методики Исследования проводились на базе экспериментальной лаборатории кафедры авиационных двигателей ВУНЦ ВВС ВВА (г. Воронеж). Объект исследования — РЛ с бандажными полками первых ступеней турбореактивных двухконтурных двигателей с форсажной камерой сгорания типа Д‑30Ф6, РД‑33 и АЛ‑31Ф. В целом эксперименты проведены для следующих типов ПП: гайка, заклепка, винт, шплинт, проволока контровочная, резина, гранит, бетон, битум, лед (град). В данной работе представ дентификация поврежделен один случай — и ния РЛ, вызванного гайкой, которая является элементом планера самолета (рис. 3, а). В этом случае тип ПП был определен по результатам осмотра планера — в ыявлено отсутствие гайки, находящейся перед воздухозаборником СУ, а линейные размеры повреждения на РЛ совпадают с размерами отсутствующей гайки. Проведенный рентгеноспектральный анализ показал наличие на поверхности РЛ в районе повреждения микровключений (намазывания) материала, по химическому составу совпадающему с материалом гайки. Поэтому для данного случая необходимо было определить, на каком этапе летной эксплуатации было получено повреждение. Рассмотрены следующие этапы полета: разбег при взлете, полет на максимальной скорости, пробег при посадке. На основе результатов работ [1, 2, 8, 11] был определен диапазон скоростей попадания в воздухозаборник , определено изменение скорости ПП при движении в воздушном потоке в воздухозаборнике. При разбеге и полете на максимальной скорости частота вра-

Information and analytical documentations

, но при этом разные знащения чения (т. к. аэродинамическая сила, действующая на гайку, зависит от скорости потока, которая значительно выше в полете, чем при разбеге) и, как следствие, разные значения угла αi и скорости соударения. Для случая посадки и соответственно меньшая скорость соударения . Результаты нанесения повреждений в лабораторных условиях для каждого из случаев представлены на рисунках 3, б, 3, в и 3, г. Так, из представленных фотографий повреждений видно, что наибольшее совпадение с эксплуатационным повреждением (рис. 3, а) имеет лабораторное повреждение для случая разбега — М = 0,49 (рис. 3, б). Другие повреждения имеют следующие значения критерия М: — лабораторное повреждение для случая полета — М = 3,2 (рис. 3, в); — лабораторное повреждение для случая пробега — М = 0,72 (рис. 3, г). Анализ возможных баллистических траекторий гайки после отделения от планера позволяет определить диапазон скоростей движения самолета Vc по взлетно-посадочной полосе, при котором возможно попадание гайки на вход в воздухозаборник. Для данного случая он составляет 0,45 Vс…1Vс., что позволяет сделать вывод о том, что повреждение получено на начальном этапе разбега. Таким образом, с использованием представленной методики, кроме основной задачи по идентификации ПП, повредившего РЛ в эксплуатации, были получены дополнительные данные о возможных повреждениях, наносимых такого рода ПП, но для других этапов летной эксплуатации. Выводы Представленная методика является логическим продолжением совершенствования методов и средств практической деятельности по расследованию случаев повреждения ПП элементов ГТД, аккумулирует результаты работ, выполняемых в данном направлении, и позволяет на основе объективных закономерностей попадания ПП на вход в СУ и повреждения элементов ГТД определить тип ПП и его размеры, параметры соударения с рабочей лопаткой, а также этап летной эксплуатации, на котором было получено повреждение.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Рис. 3. Повреждения рабочих лопаток с бандажной полкой: а — эксплуатационное повреждение; б — лабораторное повреждение для случая разбега; в — лабораторное повреждение для случая полета; г — лабораторное повреждение для случая пробега

Развитие данной методики планируется вести в направлении совершенствования критериев для сравнения химического состава и геометрических параметров поврежденного участка, математических моделей попадания ПП в СУ и соударения с элементами ГТД. Особый интерес

представляет обоснованное внедрение в методику элементов теории вероятности и математической статистики, что, по мнению авторов, позволит обобщить имеющийся накопленный материал и будет способствовать прогностическому приложению данной методики.

Л И Т Е РАТ У РА 1. Евдокимов А. И. Обоснование выбора эффективных систем защиты от повреждений посторонними предметами двигателей самолетов военного назначения : дис. … д‑ра техн. наук / А. И. Евдокимов. — Москва, 1993. — 520 с. 2. Комов А. А. Теоретические основы и технические решения для защиты авиационных двигателей от попадания посторонних предметов с поверхности аэродрома : дис. … д‑ра техн. наук / А. А. Комов. — Москва, 2005. — 400 с. 3. Нескоромный Е. В. Формирование приземного вихря на входе в авиационную силовую установку / Е. В. Нескоромный, Д. С. Марков // Насосы. Турбины. Системы. — 2018. — № 4 (29). — С. 20—31. Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ Information and analytical documentations

4. MacManus D. G. Intake ground vortex and computational modelling of foreign object ingestion/ D. G. MacManus, M. Slaby // The Aeronautical Journal. — 2015. — No. 119. — September. — P. 1123—1145. 5. Орехов В. Д. Исследование движения частиц в канале воздухозаборника / В. Д. Орехов // Ученые записки ЦАГИ. — 1980. — Т. 11, № 2. 6. Кизим В. Я. Исследование процесса заброса посторонних предметов с поверхности аэродрома в воздухозаборник ГТД вихревым шнуром и средств защиты : дис. … канд. техн. наук / В. Я. Кизим. — Жуковский, 1983. 7. Обухов В. Г. Методика расчета движения посторонних предметов в ступени осевого компрессора : научно-методические материалы по процессам и характеристикам авиационных двигателей / В. Г. Обухов, Р. М. Федоров. — ВВИА им. проф. Н. Е. Жуковского, 1984. 8. Евдокимов А. И. Параметры движения посторонних предметов на входе в дозвуковой воздухозаборник. Конструкция и системы управления ГТД : научно-методические материалы / А. И. Евдокимов, В. Д. Орехов, Б. И. Семон. — ВВИА им. проф. Н. Е. Жуковского, 1987. 9. Гусев Д. А. Краткий курс логики / Д. А. Гусев. — Москва : НЦ ЭНАС, 2003. — 190 с. 10. Духовный Д. А. Методика определения материала постороннего предмета, повредившего лопатку турбореактивного двигателя самолета / Д. А. Духовный, М. А. Артамонов . Перспективы развития авиационных комплексов государственной авиации и их силовых установок : сб. науч. ст. по мат. VII Междунар. науч.-практ. конф. «Академические Жуковские чтения» (20—21 ноября 2019 г.) : в 2 т. — Воронеж : ВУНЦ ВВС «ВВА», 2019. — Т. 2. — С. 178—182. 11. Нескоромный Е. В. Метод определения границ зоны возможных соударения посторонних предметов с рабочими лопатками компрессора ГТД. Перспективы развития авиационных комплексов государственной авиации и их силовых установок : сб. науч. ст. по мат. VII Междунар. науч.-практ. конф. «Академические Жуковские чтения» (20—21 ноября 2019 г.) : в 2 т. — В оронеж : ВУНЦ ВВС «ВВА», 2019. — Т. 2. — С. 225—230. 12. Нескоромный Е. В. Экспериментальная установка для проведения специальных испытаний по оценке повреждаемости элементов авиационных силовых установок посторонними предметами / Е. В. Нескоромный, А. И. Евдокимов, Д. С. Марков // Насосы. Турбины. Системы. — 2017. — № 4 (25). — С. 35—42. 13. Специальные испытания по оценке повреждаемости изделия частицами аэродромной засоренности, градом, кусками льда и пластмассовыми ведущими снарядов авиационных пушек : тех. от. о работе. — Воронеж : ВУНЦ ВВС «ВВА», 2017. — 225 с.

IDENTIFICATION OF FOREIGN OBJECTS DAMAGING THE BLADES OF A GAS TURBINE ENGINE E. V. Neskoromnyi Doctoral student of Department Aviation Engines of the Engineering Training and Research Air Force Center “Air Force Academy named after professor N. E. Zhukovsky and Y. A. Gagarin”, Cand. Tech. Sci., (Russia, Voronezh), neskor80@yandex.ru V. V. Artanov Scientific Company Operator of Department Aviation Engines of the Engineering Training and Research Air Force Center “Air Force Academy named after professor N. E. Zhukovsky and Y. A. Gagarin” (Russia, Voronezh), artanovvladislav@mail.ru

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ Information and analytical documentations

object that damaged a working blade with a retaining shelf of the first stage of a gas turbine en‑ gine is given. Keywords: damage by foreign objects, FOD, blade damage, collision mathematical modeling. REFERENCES 1. Evdokimov A. I. Justification of the choice of effective systems of protection from damage by foreign objects of military aircraft engines : Doc. Diss. / A. I. Evdokimov. — Moscow, 1993. — 520 p. 2. Komov A. A. Theoretical foundations and technical solutions for the protection of aircraft engines from the ingress of foreign objects from the airfield surface : Doc. Diss. / A. A. Komov. — Moscow, 2005. — 400 p. 3. Neskoromnyi E. V., Markov D. S. Formation of a ground vortex on intake in aircraft power plant / E. V. Neskoromnyi, D. S. Markov // Pump. Turbines. Systems. — 2018. — No. 4 (29). — P. 20—31. 4. MacManus D. G. Intake ground vortex and computational modelling of foreign object ingestion / D. G. MacManus, M. Slaby // The Aeronautical Journal. — 2015. — No. 119. — September. — P. 1123—1145. 5. Orekhov V. D. The study of the movement of particles in the air intake channel / V. D. Orekhov // Scientific notes TsAGI. — 1980. — Vol. 11, no. 2. 6. Kizim V. Y. The study of the process of throwing foreign objects from the surface of the airfield in the air intake gas turbine engine with a vortex cord and means of protection : Cand. Diss. / V. Y. Kizim. — Zhu kovsky, 1983. 7. Obuhov V. G. The method of calculating the movement of foreign objects in the axial compressor stage : scientific and methodological materials on the processes and characteristics of aircraft engines / V. G. Obuhov, R. M. Fedorov. — VVIA named after prof. N. E. Zhukovsky, 1984. 8. Evdokimov A. I. The parameters of the movement of foreign objects at the entrance to the subsonic air intake. The design and control systems of the GTE : scientific and methodological materials / A. I. Evdokimov, V. D. Orekhov, B. I. Semon Proceedings MAIA named after N. E. Zhukovsky, 1987. 9. Gusev D. A. Short course of logic / D. A. Gusev. — Moscow : NTs ENAS, 2003. — 190 p. 10. Dukhovny D. A. The methodology for determining the material of a foreign object that damaged the blade of a turbojet aircraft engine / D. A. Dukhovny, M. A. Artamonov // Prospects for the development of aviation complexes of state aviation and their power systems : A Collection Of Scientific Articles Based On The Materials Of The VII International Scientific and Practical Conference “Academic Zhukovsky Readings” (November 20—21, 2019). — Voronezh : MERC AF “AFA”, 2019. — Vol. 2 — P. 178—182. 11. Neskoromnyi E. V. Method for determining the possible collision zone boundaries of foreign objects with the working blades of a gas turbine engine compressor / E. V. Neskoromnyi // Prospects for the development of aviation complexes of state aviation and their power systems : A Collection Of Scientific Articles Based On The Materials Of The VII International Scientific and Practical Conference “Academic Zhukovsky Readings” (November 20—21, 2019). — Voronezh : MERC AF “AFA”, 2019. — Vol. 2. — P. 225—230. 12. Neskoromnyi E. V. Experimental installation for conducting special tests for estimating the damage of elements of aeronautical power plants by foreign objects / E. V. Neskoromnyi, A. I. Evdokimov, D. S. Markov // Pump. Turbines. Systems. — 2017. — No. 4 (25). — P. 35—42. 13. Special tests for the evaluation of product damage by particles of airfield debris, hail, ice pieces and plastic projectiles of aircraft guns : Technical Report On Work MERC AF “AFA”, Voronezh, 2017. — 225 p.

Abstract. The methodology is presented in the article, which allows to determine its type and di‑ mensions, the parameters of impact with the working blade, as well as the flight operation stage at which damage was received based on data on damage to the rotor blades of a gas turbine en‑ gine compressor. The structure and content of the technique are disclosed, the necessary formula dependencies, and the criteria for determining the similarity of operational and laboratory dam‑ age are considered. An example of the application of the technique for identifying an extraneous

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

УДК 621.45.026.8

ОТСТРОЙКА РОТОРОВ ГАЗОТУРБИННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ОТ РЕЗОНАНСНЫХ ЧАСТОТ ПУТЕМ РЕГУЛИРОВАНИЯ ЖЕСТКОСТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК РОТОРА В. А. Нецвет Адъюнкт кафедры авиационных двигателей ВУНЦ ВВС «ВВА имени профессора Н. Е. Жуковского и Ю. А. Гагарина» (Россия, г. Воронеж), vitalynecvet@gmail.com А. И. Зубко Инженер-конструктор первой категории «ОКБ им. А. Люльки» филиала ПАО «ОДК-УМПО», аспирант ФГБОУ ВО «Московский авиационный институт (Национальный исследовательский университет)» (Россия, г. Москва), aksenov18@ya.ru На примере ротора газогенератора авиационного газотурбинного двигателя по типу АЛ‑31Ф рассматривается возможность снижения вибраций, генерируемых роторной си‑ стемой в процессе работы. На основе аналитических расчетов доказана эффективность предложенных мероприятий по отстройке резонансов за пределы рабочего диапазона ча‑ стот вращения ротора. Ключевые слова: снижение вибраций ГТД, отстройка резонанса, роторная система, модаль‑ ный анализ, собственные частоты колебаний. Анализ темпов развития АТ показывает, что с увеличением чисел оборотов, снижением запасов по резонансным частотам вращения, уменьшением массовых и геометрических характеристик, создаваемых ГТД четвертого, пятого поколений, необходимо расширение границ существующих методов снижения вибрационных нагрузок. Это обусловлено тем, что конструкции современных роторных систем ГТД более податливы, чем их предшественники, ввиду применения целого спектра технологий, обеспечивающих заданные удельные характеристики ГТД: аддитивные технологии, блиск/блинговые конструкции и т. д. При этом одной из важнейших операций при прогнозировании динамического поведения ротора является определение значений собственных частот колебаний и резонансных частот вращения. Как правило, в расчетах принимается, что ротор имеет распределенные параметры, и резонансная скорость в самом общем виде пропорционально соотношению:

— коэффициент жесткости; где ротора.

(1) — м асса

Ввиду того, что роторные системы становятся более податливыми, для решения задачи динамической устойчивости необходимо принимать во внимание то, что современные конструкции имеют значительное число связей, определяющих (осевая стяжка фланцев, сопряжения по резьбе с усилием затяжки, усилия контакта в радиальном направлении и др.). Следовательно, при прогнозировании динамического состояния роторной системы значение жесткости ротора в общем виде примет вид:

В настоящей работе для прогнозирования динамического поведения конструкции ротора ГТД приняты следующие граничные условия: объектом исследования принят ротор барабанно-дискового типа серийного ТРДД, анализ динамического поведения ротора осуществляется на основе исследования собственных частот колебаний ротора экспериментальными и аналитическими методами. В качестве исходной информации принято следующее: — соединение посадочных поверхностей в номинальных условиях беззазорное (в радиальных направлениях обеспечивается за счет гарантированного натяга, в торцевых — за счет силового замыкания, образованного осевой стяжкой болтов (шпилек)). Соединение осесимметричное — 24 единицы сборной пары (шпильки, болты); — масса ротора — 220 кг, рабочий диапазон оборотов ротора: 9000—13 200 об/мин (150— 220 Гц); — результаты экспериментального модального анализа исследуемого ротора (рис. 1) [3].

(2)

где

, — жесткость вала и опор соответственно. При абсолютно жестких опорах коэффициент жесткости С определяется жесткостью вала где — к оэффициент податливости вала (обратно пропорционален коэффициенту жесткости). Если вал абсолютно жесткий, то коэффициент жесткости определяется деформациями (податливостью) опор. При этом коэффициент жесткости примет вид . Если вал и опоры не абсолютно жесткие, то суммарная податливость и жесткость системы определяется [2]:

(3)

Как правило, система не абсолютно жесткая, и ее параметры изменяются по времени. В этой связи актуальным является точное определение факторов, ответственных за жесткостные характеристики роторной системы. Исследованию влияния жесткости конструкции ротора и опор посвящены работы [1, 4, 7]. В работах [4, 5] рассмотрена возможность возникновения физических колебаний вращающихся роторов при ударных нагрузках на жестких или на анизотропно упругих опорах. В работах [3, 6] доказано, что влияние параметров контактной жесткости ответственных сборных соединений ротора оказывает превалирующее воздействие на параметры динамических характеристик ГТД. Использование монолитной модели ротора при проектировании дает погрешность в определении резонансных частот вращения до 50 %. При этом ни в одной из рассматриваемых работ не ставились вопросы снижения вибрационных нагрузок элементов роторной системы ГТД на основе отстройки резонансных частот путем варьирования параметров жесткости сборного ротора.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Рис. 1. Результаты модального анализа экспериментального ротора

Анализ рисунка 1 свидетельствует о необходимости отстройки резонансной частоты значением 198 Гц за пределы рабочего диапазона частот вращения. В этой связи для поиска возможных решений необходимо определить аналитически собственные частоты ротора и решить уравнение модального анализа в конечно-элементном виде:

(4)

, — матрицы масс и жесткостей соотгде ветственно; (квадрат собственной частоты) — собственное значение; (собственные формы, не являющиеся функциями времени) — собственные формы колебаний. Модальный анализ собственных частот неподвижного ротора оценивался в программном

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

комплексе ANSYS. Результаты модального анализа приведены на рисунках 2—4. Анализ рисунков 2—4 показывает, что значение собственных частот колебаний ротора

Information and analytical documentations

обусловлены колебанием дисков 5‑й, 6‑й ступени при значении 112,8 Гц, диска 5‑й ступени — 204,9 Гц, совместные изгибные колебания ротора и диска 5‑й ступени — 250,9 Гц.

Рис. 4. Собственные частоты совместных изгибных форм колебаний ротора ВД и диска 5‑й ступени компрессора 250,9 Гц

Рис. 2. Собственные частоты совместных продольных колебаний дисков 5‑й и 6‑й ступеней 112,8 Гц

С целью отстройки частоты колебаний дисков 5‑й ступени компрессора за рабочий диапазон частот вращения ротора в соответствии с выражением необходимо повышение значения резонансной частоты. Для этого используем варьи-

рование параметра методом установки шести перемычек между дисками 5‑й и 6‑й ступеней. Конструктивно перемычки представляют собой набор болтовых соединений с распорными втулками по типу, представленному на рисунке 5.

Рис. 5. Схема распорной втулки

Рис. 3. Собственные частоты продольных колебаний диска 5‑й ступени 204,9 Гц

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

В данном случае жесткость системы увеличится за счет повышения параметра вследствие изменения условий сопряжения деталей (посадка с натягом сборной пары «шпилькадиск»). Результаты расчетов с установленными перемычками между дисками 5‑й и 6‑й ступеней компрессора представлены на рисунках 6, 7.

Анализ рисунка 6 показывает, что при установлении перемычки между 5‑й и 6‑й ступенями продольные синфазные колебания дисков 5‑й и 6‑й ступеней с частотой 112,8 Гц и диска 5‑й ступени с частотой 204,9 Гц — без перемычки сместились на более высокую частоту 258,5 Гц, которая находится выше рабочего диапазона частот вращения ротора (150—220 Гц) ГТД.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

Рис. 8. Демонстрация изменения собственной частоты в 198 Гц на 258,5 Гц при внедрении перемычки

Рис. 6. Продольные колебания 5‑й и 6‑й ступени с перемычкой 258,5 Гц

Рис. 7. Изгибные колебания ротора ВД с перемычкой 239,7 Гц

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Анализ рисунка 7 показывает, что при установлении перемычки изгибная форма колебаний ротора ВД незначительно снизилась — с 250,9 до 239,7 Гц, и появились изгибные совместные формы колебаний дисков 5—6‑й ступеней и диска 7‑й ступени в противофазе. Таким образом, на основе расчетно-экспериментального исследования собственных частот и форм колебаний исследуемого ротора доказано, что одним из мероприятий, расширяющих границы существующих методов снижения вибраций ГТД, в частности отстройки от опасных резонансных частот колебаний, является изменение параметра жесткости сборного ротора за счет увеличения усилия стяжки ответственных соединений ротора (например, соединения дисков 5‑й, 6‑й ступени). Повышение жесткости конструкции роторных систем особенно актуально для создаваемых серийных и перспективных ГТД ввиду повышения податливости конструкции вследствие внедре-

ния новейших технологий. Стоит заметить, что при прогнозировании динамического поведения ротора становится обязательным внедрение экспериментального модального анализа с целью повышения достоверности математических конечно-элементных моделей с учетом изменения параметров, определяющих жесткость конструкции. В качестве рекомендаций, направленных на повышение динамической устойчивости роторной системы авиационного ГТД, предлагается: — провести расчет динамических характеристик с учетом максимальных значений действующей осевой силы при условии неравножесткости фланцевых соединений, обусловленных погрешностью методов контроля усилия стяжки; — проработать возможность повышения жесткости конструкции за счет внедрения современных методов ультразвукового контроля осевой стяжки фланцевых соединений, в т. ч. с заменой шпилек (болтов) большего диаметра.

Л И Т Е РАТ У РА 1. Биргер И. А. Резьбовые и фланцевые соединения / И. А. Биргер, Г. Б. Иосилевич. — Москва : Машиностроение, 1990. — 368 с. 2. Диментберг Ф. М. Изгибные колебания вращающихся валов / Ф. М. Диментберг. — Москва : Изд-во АН СССР, 1959. — 248 с. 3. Исследование влияния факторов на характеристики и основные параметры АЧХ ротора газогенератора ТРДД (шифр «Балансировка‑2») : отчет о НИР/ С. П. Аксенов, В. А. Нецвет [и др.]. — В оронеж : ВУНЦ ВВС «ВВА». —2018. — 56 с. 4. Макарычев А. С. Анализ влияния ослабления фланцевых соединений на критические частоты вращения ротора высокого давления газотурбинного двигателя / А. С. Макарычев, Д. А. Зайдуллин, Н. Н. Баляева // Сборник тезисов СГАУ. — 2016. — № 4. — С. 82—83. Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

5. Назаренко Ю. Б. Определение резонансных частот вращения роторов при регулярной прецессии и при плоских колебаниях вращающихся роторов методом модального анализа : монография / Ю. Б. Назаренко, Е. Ю. Марчуков // Итоги науки. — 2016. — Вып. 25. — С . 95—124. 6. Новое в динамике роторов газотурбинных двигателей и проблемы межроторного подшипника двигателя АЛ‑31Ф : монография / Ю. Б. Назаренко. — Москва : МЕГА-АРТ, 2014. —110 с. 7. Пыхалов А. А. Контактная задача статического и динамического анализа сборных роторов турбомашин : монография / А. А. Пыхалов, А. Е. Милов. — Иркутск : ИрГТУ, 2007. — 192 с.

DETUNING ROTOR TURBINE ENGINE FROM THE RESONANCE FREQUENCY BY USING ROTOR STIFFNESS CHARACTERISTICS REGULATION V. A. Necvet Adjunct of the Aircraft Engines Department of VUNC Air Force “VVA named after Professor N. Y. Zhukovsky and Y. A. Gagarin” (Russia, Voronezh), vitalynecvet@gmail.com A. I. Zubko Design Engineer of the first category of PJSC ODK-UMPO branch OKB named after A. Lyulka (Russia, Moscow), aksenov18@ya.ru Abstract. On the example of the rotor of the gas generator of an aircraft gas turbine engine of the AL‑31F type, the possibility of reducing the vibrations generated by the rotor system during op‑ eration is considered. Based on analytical calculations, the effectiveness of the proposed meas‑ ures for resonance tuning outside the working range of the rotor speed has been proved. Keywords: reduction of GTE vibration, resonance detuning, rotor system, modal analysis, natural frequencies of vibration. REFERENCES 1. Birger I. A. Threaded and flange connections / I. A. Birger, G. B. Iosilevich. — Moscow : Mechanical Engineering, 1990. — 368 p. 2. Dimentberg F. M. Bending vibrations of rotating shafts / F. M. Dimentberg. — Moscow : Publishing House of the Academy of Sciences of the USSR, 1959. — 248 p. 3. The study of factors influence on the characteristics and basic parameters of the frequency response of the rotor of the gas turbofan engine (code “Balancing‑2”): report on research / S. P. Aksenov, V. A. Necvet [et al.]. — Voronezh : VUNC Air Force VVA, 2018. — 56 p. 4. Makarychev A. S. Analysis of the effect of loosening flange joints on critical rotational speeds of a high-pressure rotor of a gas turbine engine / A. S. Makarychev, D. A. Zaydullin, N. N. Balyaeva // Abstract of the SSAU. — 2016. — No. 4. — P. 82—83. 5. Nazarenko Y. B. Determination of resonant rotational frequencies of rotors during regular precession and during plane vibrations of rotating rotors by the method of modal analysis : monograph / Y. B. Nazarenko, E. Y. Marchukov // The results of science. — 2016. — Issue 25. — P. 95—124. 6. New in the dynamics of rotors of gas turbine engines and the problems of the rotor bearing of the AL‑31F engine : monograph / Y. B. Nazarenko — Moscow : MEGA-ART, 2014. —110 p. 7. Pykhalov A. A. The contact problem of static and dynamic analysis of prefabricated rotors of turbomachines : monograph / A. A. Pykhalov, A. E. Milov. — Irkutsk : ISTU, 2007. — 192 p.

Information and analytical documentations

УДК 621.45.026.8

ОПЫТ ПРИМЕНЕНИЯ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО МОДАЛЬНОГО АНАЛИЗА ДЛЯ КОНТРОЛЯ КАЧЕСТВА ИЗГОТОВЛЕНИЯ И СБОРКИ РОТОРОВ ГТД А. И. Зубко Инженер-конструктор первой категории «ОКБ им. А. Люльки» филиала ПАО «ОДК-УМПО», аспирант ФГБОУ ВО «Московский авиационный институт (Национальный исследовательский университет)» (Россия, г. Москва), aksenov18@ya.ru С. П. Аксенов Профессор кафедры авиационных двигателей ВУНЦ ВВС «ВВА имени профессора Н. Е. Жуковского и Ю. А. Гагарина», д. т. н., профессор (Россия, г. Воронеж), aksenov18@ya.ru С. Л. Звонарев Профессор кафедры конструкции и проектирования двигателей ФГБОУ ВО «Московский авиационный институт (Национальный исследовательский университет)», д. т. н. (Россия, г. Москва), aksenov18@ya.ru В. А. Нецвет Адъюнкт кафедры авиационных двигателей ВУНЦ ВВС «ВВА имени профессора Н. Е. Жуковского и Ю. А. Гагарина» (Россия, г. Воронеж), vitalynecvet@gmail.com И. О. Зубко Заместитель начальника отдела систем диагностики «ОКБ им. А. Люльки» филиала ПАО «ОДК-УМПО» (Россия, г. Москва), aksenov18@ya.ru В статье на примере контроля качества изготовления и сборки ротора высокого давления рассматриваются вопросы определения технического состояния ГТД путем использования результатов экспериментального модального анализа. Анализируются особенности и не‑ обходимые подходы к организации проведения и оценке результатов модального анали‑ за. Затрагиваются вопросы комплексного использования и гибкого построения алгоритма использования различных методов диагностики. Ключевые слова: газотурбинный двигатель, диагностика, аналитический и эксперимен‑ тальный модальный анализ, передаточные функции. Введение Важность проблемы обеспечения безопасной эксплуатации летательных аппаратов известна и не требует дополнительных обоснований и комментариев [1]. Одним, пусть не самым беспокойным, источником озабоченности является уровень вибраций, фиксируемых штатным датчиком, установленным на каждом серийном ГТД. Статистика свидетельствует, что при совокупности всех составляющих повышенных вибраци© Зубко А. И., Аксенов С. П., Звонарев С. Л., Нецвет В. А., Зубко И. О., 2020

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

онных характеристик наиболее влиятельна роторная частота вибраций, так как механические колебания от ротора двигателя наиболее значительны и вносят существенный вклад в вибрационное состояние двигателя. Таким образом, главный вектор исследования проблемы должен быть направлен в область изучения динамических характеристик роторных систем [2]. При этом особое место отводится решению проблем снижения величины вибраций, возникающих при работе двигателя и в особенности в зоне рабочих диапазонов частот вращения и вблизи с ними. Негативное влияние вибрации, вызывающее увеличение зазоров между роторными

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

и статорными деталями лопаточных машин, неэффективное обтекание лопаток компрессора и турбины из-за изменяющихся углов набегающего потока и прочие аномалии снижают КПД двигателя и увеличивают нагрузки на детали опор, снижая их ресурс. Поэтому перед разработчиками и изготовителями двигателей всегда стоит одна из главных задач — к онструктивными и технологическими методами уменьшить амплитуды возникающих вибраций. Одним из путей ее решения является анализ наличия и выведение резонансных режимов за рабочий диапазон частот вращения двигателя. В силу этого одним из важнейших критериев совершенства механической системы являются показатели динамического качества, оценивающие поведение системы при действии возбуждающих сил, приложенных в различных точках. Для анализа и оценки динамического качества машины используются следующие методы: — натурный эксперимент; — математическое моделирование и точное решение дифференциальных уравнений движения в частных производных; — дискретное моделирование с помощью конечных элементов и решение результирующей системы дифференциальных уравнений второго порядка; — энергетические методы. Все эти подходы имеют свои достоинства и недостатки, и ни один из методов сам по себе не может считаться наилучшим и однозначно обеспечить получение необходимых результатов. Для линейных систем справедлив принцип суперпозиции, согласно которому реакцию от двух и более факторов можно определять как векторную сумму реакций на каждый из них. Обычно задачей динамических исследований является нахождение реакции w по заданным силе F и (или) моменту М. Исходя из принципа Даламбера сумма всех сил, действующих на систему, записывается в виде дифференциального уравнения

(1)

или, разделив на массу т, получим

(2)

где δ = c/(2т) — коэффициент затухания, — собственная частота колебаний

Information and analytical documentations

(или собственная частота) механической системы без учета силы трения. Характерные частоты, при совпадении которых с частотой возбуждения возникает значительное увеличение амплитуды («резонансные амплитуды»), называются критическими частотами вращения роторов конструкции, причем эти частоты и соответствующее им распределение амплитуд являются глобальными характеристиками конструкции и не зависят от координат точек, в которых прикладывают силу F (или момент М). Данное высказывание безусловно справедливо только для линейных систем. Распределения амплитуд динамических перемещений по геометрическим размерам конструкции в различных направлениях на собственных частотах колебаний называются собственными формами колебаний (правильнее — формами колебаний на собственных частотах). Оценка форм колебаний и характер изменения при этом динамических (модальных) параметров механической системы — собственных частот, параметров жесткости и демпфирования ротора на исследуемых режимах, в частности, позволяют определить участки конструкции ротора, обладающие наименьшей жесткостью, разработать мероприятия по снижению максимальных амплитуд вибраций. Зная динамические параметры колебательного процесса системы, можно оценить ее нынешнее техническое состояние, восстановить историю его изменения и составить прогноз безотказного функционирования. Именно для таких целей разработан и успешно используется во всей мировой практике модальный анализ конструкций. Свойства модального анализа конструкций С давних времен появился интерес к выявлению и анализу причин появления резонансов, которые снижают надежность и долговечность конструкций. После появления средств измерения и фиксации быстропеременных процессов с их помощью стали определять собственные частоты механических устройств, а затем и моды (формы) колебаний и параметры сопутствующие данным процессам и характеризующие их. Для этого проводились разнообразные и сложные в техническом плане эксперименты. Наиболее востребо-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ванными эти работы стали в авиационной и космической отраслях, где для уменьшения веса конструкции приходится назначать минимально допустимые запасы прочности при постоянном желании уменьшить массу конструкции. В CCCР центром развития экспериментального модального анализа являлся ЦАГИ. Еще в 30‑е годы прошлого века применялся резонансный метод определения собственных частот, форм колебаний, коэффициентов демпфирования самолетов. Руководил работами по развитию модальных испытаний А. Л. Резник, который работал в ЦАГИ с довоенных лет по 1982 год. Основоположниками модального анализа за рубежом можно считать C.  C.  Kennedy и C. D. P. Pancu. В 1947 году они опубликовали описание методов, которые легли в основу определения характеристик собственных тонов колебаний вплоть до 1960 годов — начала развития электроники [3]. С развитием электроники и расширенем возможностей программирования появились аналитические методы, позволившие сократить объем экспериментальных работ, повысить детализацию и точность получаемых результатов, учитывать нелинейность параметров системы, визуализировать быстропеременные динамические процессы, расширить возможности понимания физических явлений при работе механических систем. Аналитический модальный анализ используется, если известны геометрия конструкции, граничные условия и свойства материала, и, соответственно, можно определить распределение масс, жесткостей и коэффициентов демпфирования и выразить их с помощью соответствующих матриц. Эти матрицы содержат в себе информацию, которой вполне достаточно для определения расчетным путем модальных параметров системы.

Но аналитические методы исследования не лишены недостатков. Так, невозможно расчетным путем определить величину переменного демпфирования таких сложных систем, как ГТД, в которых для учета нелинейности отдельных функций последние необходимо определить экспериментальным путем, и т. д. Поэтому на сегодняшний день невозможно ограничиться проведением исследования роторной динамики отдельных систем и ГТД в целом без проведения экспериментальных работ. Экспериментальный модальный анализ обеспечивает получение набора модальных параметров, которые характеризуют динамическое поведение системы [4]. Экспериментальный модальный анализ базируется на определении передаточных функций (отношения приложенной силы к величине перемещения) между отдельными точками элементов конструкции и суммарных передаточных функции всей системы в целом и их анализе. Отправной точкой экспериментального модального анализа обычно является набор измеренных данных — в большинстве случаев это амплитудно-частотные характеристики (АЧХ) или эквивалентные им временные характеристики импульсных откликов (рис. 1). Полученные результаты используются для уточнения параметров математической модели и верификации данных, полученных аналитическим путем, исследования изменения динамических параметров механических систем ГТД. Это позволяет отслеживать изменения параметров жесткости и демпфирования в процессе изменения внешних и внутренних факторов (напр., частота вращения, тепловой поток, изменения теплового состояния и поля температур деталей двигателя, аэродинамические силы лопаточных машин и др.).

Рис. 1. Схема проведения экспериментального модального анализа

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

С помощью результатов экспериментального модального анализа можно контролировать качество изготовления и сборки элементов ГТД, влияющих на изменение данных характеристик, отслеживать в процессе эксплуатации двигателя изменения его технического состояния. Но кроме бесспорных преимуществ экспериментальный модальный анализ имеет и недостатки: — использование линейных подходов к нелинейным (квазилинейным) системам, таким как ГТД, может вызвать существенные погрешности или даже ошибочные результаты, что требует повышенного внимания и значительных усилий для верификации получаемых данных; — постановка эксперимента и обработка полученных данных требует значительных временных, материальных и трудовых затрат; — необходима высококачественная подготовка специалистов. Экспериментальный модальный анализ является лишь одним из методов инженерного анализа конструкции и параметров функционирования ГТД в целом. Он наиболее эффективен при использовании в комплексе с другими методами. Для этого необходимо определить круг задач, стоящих перед исполнителем, и разработать гибкий алгоритм, в котором отражается последовательность выполнения различных методов (например, параметрического, вибрационного, модального) анализа и порядок оперативного использования их результатов для корректировки алгоритма анализа. Для достижения конкретных целей разработано большое количество способов его проведения. Существующие недостатки аналитического и экспериментального модального анализа компенсируются в наибольшей степени при их совместном использовании. Особенности ротора ТРД как объекта анализа Роторная система ГТД обладает целым рядом особенностей: — сложной схемой конструкции; — нелинейностью параметров конструкции, которую необходимо учитывать при использовании рассмотренных выше подходов к анализу линейных систем; — распределенными и переменными, изменяющимися случайным образом по различ-

Information and analytical documentations

ным направлениям (в том числе в зависимости от внешних условий) параметрами жесткости, демпфирования и перемещения в пространстве отдельных составляющих массы (например, при изгибных колебаниях ротора); — влиянием на параметры ротора жесткости подшипниковых опор (в том числе демпфирующих элементов); — наличием оболочки и пространственноориентированных, прикрепленных к ней различными способами элементов (диски компрессора и турбины, рабочие лопатки и т. д.); — большим количеством резьбовых соединений; — особенностями изготовления и сборки отдельных деталей и узлов (неточность изготовления, отклонения геометрии от заданной, неполное прилегание стыковочных поверхностей различных деталей, отклонение линии геометрических центров вала от оси вращения или строительной оси ротора, непараллельность (неперпендикулярность) сопрягаемых поверхностей и т. д.). Особенность ГТД в целом и его роторной системы в частности заключается не только в нелинейности, которая подтверждается наличием ряда гармоник на его АЧХ при его работе, нелинейной функцией зависимости амплитуды вибрации от частоты вращения ротора и т. д., но и переменности поведения нелинейных функций. Необходимость учета нелинейности динамических параметров роторов ГТД при рассмотрении результатов проведения модального анализа Все системы в той или иной степени обладают свойствами нелинейности. Разница заключается в том, что для решения большинства практических задач этими свойствами можно пренебречь, и результат будет иметь несущественную погрешность. Но также существуют задачи, неучет нелинейности в решении которых приводит к существенному искажению получаемых результатов. Именно ко второму классу относится большинство задач модального анализа роторных систем ГТД [5]. Поведение конструкции можно считать нелинейным в тех случаях, когда нагрузки, свойства материалов, условия контактного взаимодействия или жесткость системы являются функциями перемещения.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

При больших перемещениях и углах поворота предположение о линейном соотношении «де еремещение», которое используетформация — п ся для проведения анализа линейных систем, является неверным. Нелинейность можно разделить на три типа: 1. Геометрическая нелинейность, когда в результате деформации происходит существенное изменение параметров жесткости или нагрузок. Конструкция ГТД имеет распределенные по длине ротора параметры жесткости. Так, барабаннодисковая конструкция компрессора имеет жесткость выше, чем вал, соединяющий компрессор с имеющей еще более высокую жесткость турбиной. При приложении нагрузки каждый из участков будет реагировать по-разному, и наибольшие упругие деформации будет испытывать наименее жесткий вал. По мере увеличения нагрузки будет происходить ее перераспределение между отдельными элементами, что вызовет их различные пространственные деформации, а при вращении ротора и перераспределении дисбаланса по длине ротора — возможное изменение его углового положения. 2. Физическая нелинейность, то есть необходимость учета нелинейных свойств материалов или их изменения под воздействием внешних факторов. В ГТД неоднородный нагрев деталей компрессора, турбины, тепловой поток от более нагретых элементов, тепловыделение от подшипников опор вызывает появление неоднородного поля температур конструкции и, соответственно, нелинейные свойства. 3. Нелинейность граничных условий, а именно контактное взаимодействие поверхностей тел. Конструкция подшипников опор роторов ГТД (взаимодействие поверхностей тел качения и беговых дорожек) носит нелинейный характер, усиливающийся нелинейным изменением параметров масляного клина. Нелинейность вносит большое количество резьбовых соединений между элементами роторов и статоров, свойства которых изменяются в зависимости от переменных нагрузок. Таким образом, ГТД условно можно представить как систему, состоящую из большого количества отдельных элементов (например, деталей или даже их отдельных фрагментов), которые соединяются в отдельные модули, состав которых может трансформироваться в процессе функционирования. Модули могут расширяться за счет вовлечения новых элементов или сокращаться.

Области, охваченные одним процессом (например, резонансом), могут быть локальными и небольшими, а могут охватывать большинство элементов или ГТД в целом. Этим определяется нестабильность и переменчивость динамического поведения роторной системы ТРД в процессе ее функционирования. Одним из основных отличий свойств нелинейных систем от линейных является зависимость собственной частоты колебаний от амплитуды вынужденных колебаний [6]. Для снижения воздействия этого фактора сила возбуждения при проведении модального анализа выбирается минимальной. Она определяется из условия достаточности для развития колебательного процесса системы, который может быть зарегистрирован высокочувствительным датчиком вибрации. Экспериментально полученные модальные параметры и упругие линии ротора даже одного и того же семейства ГТД необходимо рассматривать как реализацию случайных функций. Они имеют большой разброс вследствие случайного характера распределения дисбалансов в роторе, что, в свою очередь, является следствием случайных суммарных погрешностей изготовления и сборки машины, а также состояния поверхностей трения, величины зазоров и натягов в узлах, которые существенно влияют на амплитуду и частоту резонансных колебаний двигателя [7]. Поэтому обойтись только проведением расчетных работ без верификации их результатов с помощью экспериментов невозможно. И это несмотря на достижения современной вычислительной техники и появление мощных програм мных пакетов для проведения сложнейших вычислений и расчетов отдельных элементов и конструкций в целом, представленных сотнями тысяч узлов. Сложность и соотношение объема расчетных и экспериментальных работ в различных случаях варьируется достаточно широко, однако современный и аналитический, и экспериментальный модальный анализ обязательно предполагается к использованию в общем перечне работ по созданию ГТД. Таким образом, можно констатировать, что расчетный модальный анализ исследует поведение идеальной системы. Экспериментальный модальный анализ исследует поведение отдельных конкретных образцов, имеющих индивидуальные особенности, вызванные особенностями (качеством) проектирования, изготовления и сборки на неработающем изделии в условиях отсутствия внешних нагру-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

зок, воздействия теплового потока, что свою очередь вызывает влияние на поведение механической системы, которое также необходимо учитывать при анализе ее состояния и рассмотрении прогноза работоспособности. Ни один из видов модального анализа не позволяет получить точное окончательное решение всех стоящих перед разработчиками и эксплуатационниками задач.

Information and analytical documentations

Следовательно, комплексное использование результатов расчетного и экспериментального анализа (рис. 2) совместно с выводами, полученными при проведении других видов анализа, например, параметров вибрации работающего ГТД, позволит получить решение задач обеспечения максимальной безопасной работоспособности и долговечности двигателей и сформировать алгоритм действий по их реализации.

Рис. 3. Форма колебаний ротора на частоте 197,9 Гц

Рис. 2. Модальный анализ

Результаты аналитического и экспериментального модального анализа взаимно дополняют друг друга, дают возможность решения поставленных задач на более высоком качественном уровне и являются, по сути, единым процессом. Пример использования модального анализа для исследования качества изготовления и сборки ротора ТРДД Для анализа был выбран ротор высокого давления ТРДД. На первом этапе выполнялся аналитический модальный анализ, в результате которого были получены две частоты — 186,3 и 197,9 Гц, находящиеся в зоне рабочих частот вращения ротора. Для анализа была выбрана 197,9 Гц, мода которой представлена на рисунке 3. На втором этапе, при выполнении экспериментального модального анализа модельный ротор высокого давления в составе экспериментальной установки установлен на своих штатных опорах в горизонтальном положении на вакуумном стенде для проведения высокоскоростной балансировки HL‑4 (рис. 4). Экспериментально ис-

следовались два ротора высокого давления. Для первого ротора было получено семейство передаточных функций (рис. 5). Для выполнения экспериментального модального анализа построена модель разметки ротора (рис. 6). На рисунке 6 обозначены точки входа 37 (воздействия динамометрическим молотком) и выхода (отклика) 43 (установки датчика вибрации). Для наглядности на рисунке 7 выделена одна передаточная функция между точками 37 и 43 на поверхности вала. На графиках отмечается ряд экстремумов функции, и в том числе на частоте 196,83 Гц — для одной функции и 198,7 Гц — для семейства функций. Расхождение с аналитическим методом составило в первом случае — 0,54 %, а во втором случае — 0,4 %, что можно считать приемлемым для выполнения анализа. Распределения амплитуд динамических перемещений в различных направлениях на собственных частотах колебаний называются формами колебаний на собственных частотах. На следующем этапе на частоте 198,7 Гц с помощью программного продукта фирмы Dewesoft были получены формы колебаний ротора (рис. 8).

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Рис. 4. Ротор, установленный на вакуумном стенде HL‑4

Рис. 5. Семейство передаточных функций

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

Можно отметить, что отдельные элементы ротора не испытывают перемещений в пространстве, а другие колеблются с максимальной амплитудой. При изменении вынужденной частоты воздействия на ротор, вдали от резонансной области экстремума функции амплитуды колебаний, характер перемещения его элементов конструкции становится стабильным. Для второго аналогичного ротора, установленного также на стенде HL‑4, тоже было получено семейство передаточных функций (рис. 9) и для наглядности тоже показана на рисунке 10 единичная передаточная функция. Для второго ротора в зоне рабочих частот вращения наблюдается экстремум функции лишь

на частоте 163,269 Гц (на рисунке установлен маркер — крестик), а в районе 198 Гц экстремум отсутствует. Аналогичный характер поведения имеют и семейства передаточных функций (рис. 9). Таким образом, можно констатировать наличие частоты 198 Гц при проведении экспериментального модального анализа для первого ротора и отсутствие ее при проведении экспериментального модального анализа второго ротора. После окончания работ, демонтажа роторов со стенда HL‑4, их разборки и дефектации модельного ротора номер один — б ыло выявлено неполное прилегание по краске от 60 до 70 % двух стыковочных плоскостей у двух элементов ротора. На втором роторе данный дефект отсутствовал.

Рис. 6. Модель разметки ротора для выполнения экспериментального модального анализа

Рис. 9. Семейство передаточных функций

Рис. 7. Передаточная функция между двумя точками

Рис. 10. Передаточная функция между двумя точками

Рис. 8. Форма колебаний ротора на частоте 198,7 Гц

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Таким образом, появление собственной частоты ротора высокого давления в районе 198 Гц наиболее вероятно вызвано изменением модальных параметров его конструкции из-за использования некачественных деталей. Необходимо отметить, что модельный ротор номер один был собран для проведения исследовательских работ из выработавших свой ресурс, частично забракованных отдельных элементов. Отдельные детали имели отклонения геометрических

размеров, превышающие допустимые. Ротор номер два таких дефектов не имел, и частота в районе 198 Гц при проведении модального анализа отсутствовала. Таким образом, экспериментальный модальный анализ позволяет контролировать качество изготовления и сборки ГТД, а при необходимости его можно использовать в качестве одного из способов оценки изменения технического состояния двигателей.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКИЕ МАТЕРИАЛЫ

Information and analytical documentations

распределенных систем, с характеристиками, максимально близкими к реальным. Результаты экспериментального модального анализа могут эффективно использоваться для диагностирования и прогнозирования технического состояния роторных систем и ГТД в целом, что и показано на примере контроля качества изготовления и сборки ротора высокого давления ТРДД.

Abstract. The article examines issues of determining the technical condition of a gas turbine en‑ gine using the experimental modal analysis results based on the example of a high-pressure ro‑ tor manufacturing quality and assembling control. The features and necessary approaches to the organization of conducting and evaluating the results of modal analysis are analyzed. The issues of integrated use and flexible construction of the algorithm for using various diagnostic meth‑ ods are discussed. Keywords: gas turbine engine, diagnostics, analytical and experimental modal analysis, transfer functions.

Л И Т Е РАТ У РА 1. Марчуков Е. Ю. Обеспечение стабильности серийного производства и условий эксплуатации АТ — залог повышения надежности и безопасности полетов / Е. Ю. Марчуков, С. П. Аксенов // Насосы. Турбины. Системы. — 2018. — № 4 (29). — С. 8—17. 2. Аксенов С. П. Особенности двухконтурного газотурбинного двигателя как объекта диагностирования / С. П. Аксенов, С. Л. Звонарев, А. И. Зубко, В. А. Нецвет // Насосы. Турбины. Системы. — 2018. — № 1 (26). — С . 16—24. 3. Бернс В. А. Экспериментальный модальный анализ летательных аппаратов / В. А. Бернс [и др.]. — Новосибирск : Изд‑во НГТУ, 2017. — 160 с. 4. Гончаров П. С. NX Advanced Simulation. Инженерный анализ / П. С. Гончаров, И. А. Артамонов, Т. Ф. Халитов. — Москва : ДМК Пресс, 2012. — 504 с. 5. Хейлен В. Модальный анализ: теория и испытания / В. Хейлен, С. Ламменс, П. Сас. — Москва : Новатест, 2010. — 319 с. 6. Вибрации в технике : справочник / гл. ред. В. Н. Челомей. — М осква : Машиностроение,1979. — Т. 2: Колебания нелинейных механических систем / под ред. И. И. Блехмана. — 351 с. 7. Куинджи А. А. Автоматическое уравновешивание роторов быстроходных машин / А. А. Куинджи, А. Ю. Колосов, Ю. И. Народицкая. — Москва : Машиностроение,1974. — 152 с.

REFERENCES 1. Marchukov E. Y. Ensuring the stability of mass production and operating conditions of the AT is the key to improving the reliability and safety of flights / E. Y. Marchukov, S. P. Aksenov // Pumps. Turbines. Systems. — 2018. — No. 4 (29). — P. 8—17. 2. Aksenov S. P. Features of a double-circuit gas turbine engine as an object of diagnosis / S. P. Aksenov, S. L. Zvonarev, A. I. Zubko, V. A. Necvet // Pumps. Turbines. Systems. — 2018. — N o. 1 (26). — P . 16—24. 3. Burns V. A. Experimental modal analysis of aircraft / V. A. Burns [et al.]. — Novosibirsk : Publishing house of NSTU , 2017. — 160 p. 4. Goncharov P. S. NX Advanced Simulation. Engineering analysis / P. S. Goncharov, I. A. Artamonov, T. F. Khalitov. — Moscow : DMK Press, 2012. — 504 p. 5. Heylen W. Modal Analysis: Theory and Testing / W. Heylen, S. Lammens, P. Sas. — Moscow : Novatest, 2010. — 319 p. 6. Vibration in technology : Reference Book / Chief Editor V. N. Chelomey. — Moscow : Mechanical Engineering, 1979. — Vol. 2: Nonlinear mechanical systems oscillations / Ed. I. I. Blekhman. — 351 p. 7. Kuindzhi A. A. Automatic balancing of high-speed cars rotors / A. A. Kuindzhi, A. Y. Kolosov, Y. I. Naro ditskaya. — Moscow : Mechanical Engineering, 1974. — 152 p.

Заключение Модальный анализ решает задачи определения основных вибрационных характеристик систем ГТД в эксплуатации: собственных частот, форм и декрементов затухания колебаний, что необходимо для качественного построения математической модели с учетом особенностей нелинейных

EXPERIENCE OF EXPERIMENTAL MODAL ANALYSIS FOR QUALITY CONTROL OF MANUFACTURING AND GTE ROTOR ASSEMBLY A. I. Zubko Design Engineer of the first category of PJSC ODK-UMPO branch OKB named after A. Lyulka (Russia, Moscow), aksenov18@ya.ru S. P. Aksenov Professor of the Aviation Engines Department of VUNC Air Force “VVA named after Professor N. Y. Zhukovsky and Y. A. Gagarin”, Dr. Tech. Sci. (Russia, Voronezh), aksenov18@yandex.ru S. L. Zvonarev Professor of the Engine Construction and Design Department of Moscow Aviation Institute (National Research University), Dr. Tech. Sci., Senior Researcher (Russia, Moscow), aksenov18@ya.ru V. A. Necvet Adjunct of the Aircraft Engines Department of VUNC Air Force “VVA named after Professor N. Y. Zhukovsky and Y. A. Gagarin” (Russia, Voronezh), aksenov18@yandex.ru

ПОДПИСКА – 2020

Проводится подписная кампания на журнал

«Насосы. Турбины. Системы» Подписку на журнал можно оформить в почтовых отделениях по Объединенному каталогу Пресса России «Подписка – 2020» Подписной индекс – 43739

I. O. Zubko Deputy Head of the of Diagnostic Systems Department of of PJSC ODK-UMPO branch OKB named after A. Lyulka (Russia, Moscow), aksenov18@ya.ru

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

НАУЧНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ И НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЕ РАЗРАБОТКИ В ОБЛАСТИ СОЗДАНИЯ И ПРИМЕНЕНИЯ ИННОВАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

УДК 621.45.01

ИССЛЕДОВАНИЕ ОСНОВНЫХ КРИТЕРИЕВ ПРИ ФОРМИРОВАНИИ КОНСТРУКТИВНОГО ОБЛИКА ОПОРЫ РОТОРА ГТД Е. В. Аксенов Аспирант кафедры конструкции и проектирования двигателей летательных аппаратов Самарского НИУ им. академика С. П. Королева (Россия, г. Самара), yaaks93@gmail.com Д. Ю. Праслов Начальник бригады отдела прочности и теплофизики ПАО «Кузнецов» (Россия, г. Самара), praslov.dmitry@yandex.ru В статье представлены результаты исследования по выбору основных критериев, влия‑ ющих на конструктивный облик опоры на ранних этапах проектирования двигателя для обеспечения оптимальных массово-жесткостных параметров конструкции, даны рекомен‑ дации по каждому критерию. Работа проведена на примере двух типовых конструкций пе‑ редней опоры ротора газотурбинного двигателя. Ключевые слова: опора, ротор, демпфер, подшипник, вибрация, роторная динамика, жест‑ кость. Введение Опоры роторов — э то отдельные модули, которые входят в конструктивно-силовую схему двигателя, но в отличие от таких узлов, как компрессор, турбина, камера сгорания, не несут прямых функций в рабочем процессе ГТД как тепловой машины. Важную роль играют опоры в снижении амплитуд резонансных колебаний роторов и уровня общей вибрации двигателя. Корпус двигателя является главным элементом силовой системы ГТД, а опоры ротора выступают, в свою очередь, как основные звенья корпуса, через них передаются статические и вибрационные нагрузки от ротора к корпусу. Ротор является основным источником вибрации корпуса, достигающей наибольших величин при критических состояниях ротора. Опоры являются основным силовым элементом двигателя, требующим детальной проработки с учетом множества критериев и требований, в том числе и по обеспечению одного из ключевых для двигателей летательных аппаратов — заданной массы изделия при высоких жесткостных показателях для обеспечения удовлетворительного вибросостояния изделия и, как следствие, его надежной работы. © Аксенов Е. В., Праслов Д. Ю., 2020

Актуальность работы заключается в необходимости выбора на ранних этапах проектирования двигателя основных параметров влияния на конструктивный облик опоры для обеспечения оптимальных массово-жесткостных параметров конструкции. Цель работы — выборка ключевых критериев, оказывающих преобладающее влияние на формирование конструктивного облика опоры и создание подхода к проектированию опорного узла. Объект исследования Влияние конструктивных факторов рассмотрено на примере двух типовых вариантов передней опоры трехопорного ротора низкого давления газотурбинного двигателя (рис. 1). Выбраны следующие критерии при проектировании опор: по массе, по уровню напряжений в критических зонах, по выбору демпфера в опорном узле, по жесткости, по перекосам в подшипниках, по перемещениям в РТКУ, по анизотропии жесткости опоры, по передаче сил с подшипниковых узлов на опору. Выбор в качестве объекта исследования данных типов опор связан с их принципиальными отличиями и обусловлен следующим:

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Рис. 1. Варианты опоры компрессора

1. Технологичность. Принцип передачи рабочих нагрузок с двигателя в эксплуатации зависит в том числе от силовой схемы соединения ротора через опорные узлы с подвеской. Наличие в варианте № 1 промежуточного вала (соединяющего валы компрессора и турбины) обязательно из условий возможности обеспечения сборки узла. Промежуточный вал в схеме влияет на передачу крутящего момента с вала турбины на вал компрессора и, как следствие, передачу на опору усилий, отличных от усилий, возникающих в схеме варианта № 1, что будет полезно для исследования. 2. Принцип восприятия нагрузок. Соединение через опору радиально-упорных подшипников в конструкции варианта № 2 создает «замкнутую» силовую связь в данной области опоры, в отличие от схемы в варианте № 1. 3. Возможность повышения жесткости. На этапе проектирования, при необходимости отстройки от критических частот вращения роторов, необходимо иметь «ресурс» для повы-

шения жесткости узла без существенного изменения массовых характеристик. Видно, что конструкция варианта № 1 за счет наличия цельного корпуса, имеет больший потенциал для повышения жесткости. 4. Массовые характеристики. Расчетный анализ Анализ рассматриваемых вариантов выполнялся с помощью метода конечных элементов: созданы 3D-модели двух вариантов корпусов передней опоры с присоединенными примыкающими сборочными узлами и деталями [1, 2]. Граничными условиям в расчетах учтено влияние реальных (эксплуатационных) условий нагружения — т емператур, осевых и радиальных сил, крутящих моментов, давлений, инерционных нагрузок, гироскопических моментов роторов. Расчетные модели вариантов опор приведены на рисунке 2.

Рис. 2. Расчетные модели

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

Критерии работоспособности Основные критерии, влияющие на конструктивный облик опоры, следующие. 1. Прочностная оценка. Оценка запаса длительной прочности по напряжениям необходимо проводить на ресурс двигателя до первого капитального ремонта. Запас прочности определяется как отношение:

где σдл — предел длительной прочности материала, соответствующий температуре в расчетной точке корпуса и времени работы на рассматриваемом режиме; — к оэффициент понижения прочности в зоне сварного шва ( — для мест без сварных швов; — д ля мест сварных швов); σmax — максимальное главное напряжение в расчетной точке [3]. 2. Выбор демпфера. Для исследования влияния конструкции и типа демпфера опоры на характер проявления и интенсивность повышенной вибрации двигателя проведен анализ результатов специальных испытаний. При выборе демпфера необходима расчетная оценка влияния геометрических параметров на его основные функциональные характеристики (жесткость, демпфирование), а при наличии отклонений по вибросостоянию — проведение мероприятий по настройке характеристик демпфера (в том числе уточнение величины зазора) в пределах, определенных КД. При повышенном уровне вибрации при испытаниях ГТД появляется необходимость в определении источников динамического возбуждения ротора. Для этого необходимо проведение комплексного исследования, направленного на выявление отклонений от требований КД и ТД, определяющих возможность получения удовлетворительных и стабильных рабочих дисбалансов роторов, таких как: — геометрические отклонения ДСЕ в отношении несоосностей роторных деталей; — отклонения по посадкам при сборке ротора; — повышенные дисбалансы рабочих колес и валов; — несоблюдение технологических процессов при изготовлении и сборке. К конструкциям демпферных опор, устанавливаемым в авиационных газотурбинных двига-

телях, предъявляются следующие общие требования. Демпферная опора должна: — иметь соответствующую поперечную жесткость, которая определяется по результатам анализа и оптимизации полной динамической системы двигателя; — обладать вполне определенной демпфирующей способностью для предотвращения повышенных уровней вибрации в узлах двигателя в различных условиях его работы, в том числе экстремальных; — допускать радиальные упругие деформации необходимой величины [4, 5]. 3. Сравнение по жесткости. Необходим расчет собственных жесткостей опорных узлов. Податливы как подшипники, так и — особенно — корпусы. Эквивалентную жесткость такой системы определяют как суммирование податливостей последовательно соединенных элементов:

— жесткость опоры; — жесткость подгде шипника; — жесткость демпфера. При анализе линейных роторных систем с подшипниками качения наиболее часто используется приближенная оценка жесткостных и демпфирующих свойств этих подшипников. Как правило, недостаток такого подхода в том, что в реальности жесткость подшипника существенным образом зависит от нагружения его действующими в роторной системе силами, т. е. режимов работы, от геометрии и величины зазоров в подшипнике, от величины посадок внутреннего и внешнего кольца в роторе и статоре и т. д. Жесткость подшипника определяется его конструкцией, размерами и рабочим зазором. Она возрастает по мере увеличения числа тел качения, передающих нагрузку. Подшипники качения с линейным контактом более жесткие, чем подшипники с точечным контактом [6, 7]. Тем не менее на этапе проектирования опоры для корректной оценки динамического состояния ротора оценка величины жесткости подшипника и ее учет в определении суммарной жесткости опоры является обязательным этапом. Существует ряд экспериментальных работ, проведенных для анализа жесткости подшипников. Некоторые из них наиболее часто используются в качестве эталона для подтверждения со-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

ответствия разработанных моделей экспериментальным данным. Например, в работах Gargulio Jr. приводится эмпирическая формула для оценки радиального коэффициента жесткости радиально-упорных подшипников в предположении жестких колец, а через эмпирическую формулу Palmgren A. можно найти коэффициент жесткости для радиального роликового подшипника с контактом по всей длине ролика. Для роликового подшипника коэффициент жесткости находится по формуле:

[Н/м],

а для радиально-упорного подшипника — по формуле:

[Н/м],

где z — к оличество тел качения, шт.; L — д лина ролика, м; P — р адиальная нагрузка, Н; α — у гол контакта, рад [8—10]. Для определения жесткостей подшипниковых опор «единичная» сила прикладывалась по-

очередно к каждой из опор, в двух направлениях. Для заданных направлений вычислялись перемещения, и таким образом определялась податливость. Также на данном этапе необходимо оценить конструкцию опор на предмет наличия вспомогательных внешних агрегатов для учета анизотропии жесткостных свойств. 4. Динамический анализ. Для оценки влияния конструктивных особенностей ротора и жесткостей опор на отстройку опасной критической частоты вращения из рабочего диапазона необходимо формирование динамической модели ротора, подробно отражающей его конструкцию (рис. 3). Динамический анализ происходит, как правило, либо методом конечных элементов, либо методом начальных параметров (созданием математической модели ротора с предварительной дискретизацией объемных геометрических моделей узлов ротора). Результаты сравнительного анализа по критическим скоростям — в соответствии с рисунком 4.

Рис. 3. Динамическая модель ротора

Рис. 4. Сравнение по критическим скоростям

Жесткость варианта конструкции № 2 обеспечивает отстройку опасной критической частоты вращения от рабочего диапазона, на 12 % большую, чем жесткость варианта № 1, что по-

ложительно скажется на динамическом поведении ротора в работе. При этом важно обеспечить нахождение «опорных» критических частот (n1кр, n2кр) на проходных режимах работы.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

5. Перекос в подшипниках. В силу конструктивных особенностей каждый подшипник имеет справочную величину максимально допустимого перекоса в эксплуатации с сохранением работоспособности. Для оценки возможных перекосов в области опорных узлов подшипников необходимо в плоскости наибольших осевых перемещений вычислить углы поворота поперечных сечений вала и опоры подшипника. После этого вычислялось взаимное угловое положение сечений вала и опоры. Расчетные углы перекоса в рассматриваемых вариантах опор приведены на рисунке 5. Для данного типа под-

шипника максимально допустимый перекос составляет 4,4’. Вариант 2 обеспечивает меньшие перекосы в подшипниках. 6. Перемещения в РТКУ. Расположение радиальных торцевых контактных уплотнений в рассматриваемых вариантах опор представлено на рисунке 6. Рассмотрены радиальные перемещения валов в районе РТКУ. Необходимо учесть максимально возможные радиальные перемещения в РТКУ — в качестве ограничения выступает зазор между валами (по чертежу). Вариант 2 обеспечивает допустимые перемещения в зоне РТКУ.

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

Рис. 7. Направление сил на радиально-упорные подшипники

Выводы

Рис. 5. Значения перекосов

Рис. 6. Места определения взаимных перемещений валов

7. Передача сил с подшипниковых узлов на опору (рис. 7). В первом варианте осевая сила от РУП КНД действует на крышку передней опоры и вместе с силой от РУП КСД полностью передается на корпус передней опоры. Во втором варианте

при противоположном направлении осевых сил от РУП КНД и РУП КСД они замыкаются на стенке передней опоры, частично разгружая корпус передней опоры. Таким образом, вариант 2 обеспечивает меньшее нагружение корпуса от осевых сил на подшипниках.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Таким образом, формирование конструктивного облика опоры необходимо проводить по следующим критериям: 1. Обеспечение минимального значения массы изделия при сохранении требуемых прочностных характеристик. 2. При наличии в конструкции ротора демпферного узла необходимо проведение расчета основных характеристик демпфера — демпфирования и жесткости. 3.  Обеспечение максимально возможного уровня суммарного значения жесткости для обеспечения необходимой отстройки опасной критической частоты вращения ротора из рабочего диапазона частот. При нахождении суммарного показателя жесткости опорных узлов необходимо учитывать жесткость подшипника, определенную по достоверным эмпирическим зависимостям. При оценке по жесткости опоры необходимо учитывать возможную жесткостную анизотропию, обусловленную, как правило, наличием технологических отверстий для установки вспомогательных агрегатов.

4. Для проведения динамического расчета необходима детализированная модель ротора, отражающая инерционно-массовые характеристики его узлов. Суммарная жесткость опор должна обеспечивать достаточную отстройку опасной (изгибной) критической частоты вращения ротора от рабочего диапазона частот вращения роторов, а «опорные» критические частоты необходимо отстроить на проходные режимы работы. 5. Не допускается превышение справочных значений допустимых перекосов в подшипниках — для оценки перекосов необходимо проведение расчета в условиях максимальных эксплуатационных нагрузок и вычисление взаимного углового положения сечений вала и опоры в плоскостях опорных узлов подшипников. 6.  Необходимо ограничиваться величиной зазора между валами в соответствии с требованиями чертежа при формировании ограничения по максимально допустимым радиальным перемещениям в области РТКУ. 7. Для оптимальной разгрузки при передаче сил с подшипниковых узлов на опору необходимо, по возможности, конструктивно ограничить передачу усилий.

Л И Т Е РАТ У РА 1. Ануров Ю. М. Основы обеспечения прочностной надежности авиационных двигателей и силовых установок / Ю. М. Ануров, Д. Г. Федорченко. — Санкт-Петербург : Изд-во СПбГПУ, 2004. — 390 с. 2. Manson S. S. Thermal stress and low-cycle fatigue / S. S. Manson. — NY : McGraw-hill, 1966. — 344 p. 3. Кочеров Е. П. Разработка деформационно-энергетического метода оценки прочности элементов конструкций : дис. … канд. техн. наук / Е. П. Кочеров. — Самара : Изд-во СГАУ, 2012. — 160 с. 4. Falaleev S. V. Trends in research of hydrodynamic damping in rotor supports of gas turbine engines / S. V. Falaleev // Russian Aeronautics. — 2017. — Vol. 60, iss. 2. — P . 229—235. 5. Novikov D. K. The Development of A Squeeze Film Damper Parametric Model in the Context of a Fluid-structural Interaction Task / D. K. Novikov, D. S. Diligenskii // IOP Conference Series: Materials Science and Engineering. — 2018. — Vol. 302, iss. 1. Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

6. Леонтьев М. К. Динамика ротора в подшипниках качения / М. К. Леонтьев, В. А. Карасев, О. Ю. Потапова, С. А. Дегтярев // Вибрация машин: измерение, снижение, защита. — 2006. — № 4 (7). — С. 40—45. 7. Бейзельман Р. Д. Подшипники качения : справочник / Р. Д. Бейзельман, Б. В. Цыпкин, Л. Я. Перель. — 6-е изд., испр. и доп. — Москва : Машиностроение, 1975. — 574 с. 8. Gargiulo Jr. A simple way to estimate bearing stiffness / Jr. Gargiulo // Machine Design. — 1980. — Vol. 52, no. 17. — P. 107—110. 9. Fleming D. P. Transient vibration prediction for rotors on ball bearings using load-dependent nonlinear bearing stiffness. NASA/TM‑2002-211829 / D. P. Fleming, J. V. Poplawski. — Glenn Research Center, Cleveland, Ohio, 2002. 10. Lundberg G. Dynamic capacity of rolling bearings / G. Lundberg, A. Palmgren // Acta Polytechnica Mechanical engineering series. — 1947. — Vol. 3. — 50 p.

RESEARCH OF THE BASIC CRITERIA FOR THE DESIGN APPEARANCE FORMATION OF THE GTE ROTOR’S SUPPORT E. V. Aksenov Postgraduate student of Design and Engineering of Aircraft Engines Department of Samara NRU named after Academician S. P. Korolev (Russia, Samara), yaaks93@gmail.com D. Y. Praslov Crew foreman of Strength and Thermophysics Department of JSC “Kuznetsov”, praslov.dmitry@yandex.ru Abstract. The article presents the results of studies on the selection of the main criteria that affect the structural characteristics at the early stages of engine design to ensure optimal mass-stiff‑ ness design parameters, as well as recommendations for each criterion. The work was carried out on the example of two typical designs of the front support of the rotor of a gas turbine engine. Keywords: support, rotor, damper, bearing, vibration, rotor dynamics, stiffness. REFERENCES 1. Anurov Y. M. Fundamentals of Ensuring the Reliable Strength of Aircraft Engines and Power Units / Y. M. Anurov, D. G. Fedorchenko. — St. Peterburg : Publishing house of Peter the Great St. Petersburg Polytechnic University, 2004. — 390 p. 2. Manson S. S. Thermal stress and low-cycle fatigue / S. S. Manson. — NY : McGraw-hill, 1966. — 344 p. 3. Kotcherov E. P. Development of strain-energy method for assessment the strength of structural elements : Dis. of Cand. Sci. (Tech.) / E. P. Kotcherov. — Samara : Publishing house of Samara State Aerospace University, 2012. — 160 p. 4. Falaleev S. V. Trends in research of hydrodynamic damping in rotor supports of gas turbine engines / S. V. Falaleev // Russian Aeronautics. — 2017. — Vol. 60, iss. 2. — P. 229—235. 5. Novikov D. K. The Development of A Squeeze Film Damper Parametric Model in the Context of a Fluid-structural Interaction Task / D. K. Novikov, D. S. Diligenskii // IOP Conference Series: Materials Science and Engineering. — 2018. — Vol. 302, iss. 1. 6. Leontiev M. K. Rotor dynamics in rolling bearings / M. K. Leontiev, V. A. Karasev, O. Y. Potapova, S. A. Degtyarev // Machine vibration: measurement, reduction, protection. — 2006. — No. 4 (7). — P. 40—45. 7. Beiselman R. D. Rolling Bearings : A Guide / R. D. Beiselman, B. V. Tsypkin, L. Y. Perel. — 6th ed., Rev. and add. — Moscow : Mechanical Engineering, 1975. — 574 p. 8. Gargiulo Jr. A simple way to estimate bearing stiffness / Jr. Gargiulo // Machine Design. — 1980. — Vol. 52, no. 17. — P. 107—110. 9. Fleming D. P. Transient vibration prediction for rotors on ball bearings using load-dependent nonlinear bearing stiffness. NASA/TM‑2002-211829 / D. P. Fleming, J. V. Poplawski. — Glenn Research Center, Cleveland, Ohio, 2002. 10. Lundberg G. Dynamic capacity of rolling bearings / G. Lundberg, A. Palmgren // Acta Polytechnica Mechanical engineering series. — 1947. — Vol. 3. — 50 p.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

УДК 621.452.322

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ КОМБИНИРОВАННОГО ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ С. В. Фалалеев Заведующий кафедрой «Конструкция и проектирование двигателей летательных аппаратов» Самарского национального исследовательского университета имени академика С. П. Королева, д. т. н., профессор (Россия, г. Самара), sergey_falaleev@mail.ru В. А. Зрелов Профессор кафедры «Конструкция и проектирование двигателей летательных аппаратов» Самарского национального исследовательского университета имени академика С. П. Королева, д. т. н. (Россия, г. Самара), zrelov07@mail.ru В. И. Щемелев Аспирант кафедры «Конструкция и проектирование двигателей летательных аппаратов» Самарского национального исследовательского университета имени академика С. П. Королева (Россия, г. Самара), vadimmenn@rambler.ru В настоящее время проводится разработка новых концепций двигателей. Авторами разра‑ ботана конструкция двигателя с комбинированным циклом, который объединяет газотур‑ бинный и поршневой двигатели, с оптимизацией параметров рабочего процесса и обеспе‑ чением требуемых прочности и динамического состояния. Ключевые слова: газотурбинный двигатель, поршневой двигатель, комбинированный цикл. Введение Анализ мировых воздушных перевозок показывает, что каждый год объем пассажиро-километров увеличивается на 4,5 %, а по прогнозам к 2050 г. объем пассажиро-километров по сравнению с 2020 г. увеличится в четыре раза. Из-за этого складывается устойчивая тенденция повышения параметров рабочего процесса и степени двухконтурности в ТРДД с целью снижения потребления расхода топлива. Для обеспечения конкурентоспособности авиационных двигателей на мировом рынке производится опережающая разработка новых критических технологий для двигателей нового поколения, которые направлены в первую очередь на уменьшение расхода топлива, уровня шума и эмиссии вредных веществ. В настоящее время одним из важных направлений улучшения воздушного транспорта для пассажирских перевозок является улучшение экологических характеристик авиационных дви© Фалалеев С. В., Зрелов В. А., Щемелев В. И., 2020

гателей. В рамках Восьмой рамочной программы (Horizon 2020) рассматриваются концепции двигателей, которые могут удовлетворить целевым индикаторам ACARE (Advisory Council for Aeronautics Research in Europe) 2050 г. Для их достижения рассматриваются три направления исследований — повышение эффективности термодинамического цикла, электрификация силовых установок и применение альтернативных видов топлива с низким содержанием углерода. Хотя первые успехи были достигнуты с помощью установки редуктора за вентилятором, крайне маловероятно добиться радикальных улучшений, используя цикл Брайтона/Джоуля, поэтому требуются новые концепции двигателей. Одной из наиболее перспективных концепций является двигатель с комбинированным циклом, который объединяет газотурбинный и поршневой двигатели [1]. Благодаря наличию поршневой группы в таком двигателе можно получить очень высокие параметры термодинамического цикла и тем самым существенно повысить его эффективность. Рассматриваемая схема двигателя представлена на рисунке 1.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

с этим двигателем концептуальная конструкция выигрывает на 26 %. В таблице приведены заложенные параметры узлов двигателя. Проведенный термодинамический расчет позволил уточнить удельный расход топлива, приведенный к тяге на крейсерском режиме, до 44,02 кг/(кН*ч). Однако также была проведена отдельная оптимизация параметров цикла [6], что позволило снизить удельный расход топ

Рис. 1. Схема двигателя

Исходные параметры Хотя исследования этой концепции уже показали положительные результаты, на данный момент доступны лишь схематические эскизы такого двигателя. Поэтому в Самарском университете была предпринята попытка разработки конструкции комбинированного двигателя с учетом результатов работы [2]. Была разработана термодинамическая модель двигателя. Исходные параметры эффективности, отношения давлений, относительного охлаждающего воздуха, температур, пределов температуры и массового расхода берутся такие же, как в работе [2]. А именно двигатель должен обеспечить тягу 59,4 кН при числе Маха 0,8 на высоте 10 670 м. Степень повышения давления — 74, а температура на выходе из основной камеры сгорания равна 1600 K. Удельный расход топлива должен быть близким к 41,33 кг/(кН*ч). Для расчета потребного воздуха на самолетные нужды предполагается, что два таких двигателя должны использоваться на широкофюзеляжном самолете, рассчитанном на 300 пасса жиров. При разработке конструкции принимается, что диаметр вентилятора составляет 3,5 м и ввод двигателя в эксплуатацию произойдет до 2050 года, поэтому можно предположить улучшение уровня технологий, который отражается в более высокой эффективности и термостойкости в результате улучшения материаловедения и новых методов производства.

Термодинамические параметры двигателя Сочетание газотурбинной части с поршневым двигателем дает преимущества поршневого двигателя — в ысокую эффективность и турбо е высокую мощность. В комбинации машины — е с промежуточным теплообменником могут быть реализованы сверхвысокие коэффициенты двухконтурности, что позволяет повысить эффективность движителей, а также более высокие степени повышения давления [2], что тоже улучшает тепловой КПД. В патенте MTU Aero Engines [3] имеется пример концепции такого комбинированного двигателя. В этом патенте предлагается использование свободного поршня, который работает без коленчатого вала для уменьшения механических потерь. Охлаждение поршневого двигателя обеспечивается отбором воздуха из теплообменника, что гарантирует наилучшую теплопередачу. Далее этот воздух снова добавляется к основному потоку. В исследованиях удельный расход топлива, приведенный к тяге на крейсерском режиме, колеблется между 41,01 кг/(кН*ч) и 41,33 кг/(кН*ч) в зависимости от использования теплообменника и его эффективности [2]. Для сравнения, этот показатель для ТРДД к 2050 г. предполагается равным 47,3 кг/(кН*ч), что представляет собой улучшение на 25 % по сравнению с ТРДД 2000 года. В настоящее время двигатели, такие как Pratt & Whitney PW1000G, достигают удельного расхода около 54,5 кг/(кН*ч) на крейсерском режиме, поэтому по сравнению

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

лива до 43,69 кг/(кН*ч). В итоге на основе термодинамических данных двигателя рассчитаны размеры его основных компонентов. В конечном итоге конструкция всего двигателя должна быть разработана с учетом функциональности, компактности и предпочтительно высокого уровня детализации. Конструкция газотурбинной части получена с использованием технических решений для двигателя PW1000G компании Pratt & Whitney. Та б л и ц а

Параметры узлов двигателя Вентилятор πк* основного кон1,5 тура πк* второго кон1,38 тура Политропный 93,5 % [2] КПД Теплообменник Падение полного давления во вну93 % [2] треннем контуре Падение полного давления в на94,3 % [2] ружном контуре КПД 70 % [2] ТВД Политропный КПД

89,5 % [2]

КВД

ЦБК

πк*

1,528

πк*

6 [5]

Политропный КПД

92 % [2]

Политропный КПД

89 % [4]

ПД

Камера сгорания

πк*

6 [1]

Политропный КПД

95 %[2]

КПД горения Механический КПД Падение полного давления

Конструкция двигателя В результате проведенных авторами исследований разработана конструкция двигателя с комбинированным циклом (рис. 2), который имеет тягу 59,4 кН на крейсерском режиме. Двигатель обладает сверхвысоким коэффициентом двухконтурности, который улучшает полетный КПД двигателя с соответствующим большим диаметром вентилятора. Это позволяет создать основные узлы двигателя со сравнительно небольшими размерами, что эквивалентно двигателям с более низкими классами тяги. Более сложная задача возникает из-за размеров и дополнительной массы поршневой системы при поддержании большого массового расхода. Тем не менее благодаря установке промежуточного охладителя перед поршневой системой и турбонаддувом входящего воздуха размеры поршневой системы могут быть значительно уменьшены.

99 % 92,5 % [2] 100 kPa [2]

КПД горения Коэффициент падения полного давления ТНД Политропный КПД Механический КПД

99,5 %

97 %

89,5 % [2] 99 %

Двигатель имеет вентилятор, который приводится в действие турбиной низкого давления (ТНД). Для оптимальной работы на валу низкого давления установлен редуктор. Каскад высокого давления состоит из осевого компрессора высокого давления (КВД) и центробежного компрессора (ЦБК), приводимых в действие турбиной высокого давления (ТВД). Использование только осевых ступеней может создать несколько более высокую общую эффективность, но при этом стоит учитывать, что это приведет к увеличению длины компрессора и более сложной конструкции, что повлечет сильное увеличение массы. Этот вариант необходимо рассматривать при проработке конструкции из-за необходимости поворота потока на 90 градусов после осевого компрессора по пути в теплообменник. После компрессорного узла поток воздуха поступает в теплообменник. В нем в качестве охлаждающего вещества используется значительно более хо-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

лодный воздух второго контура. Охлаждение основного потока уменьшает работу, необходимую для достижения заданной степени повышения давления, недостатком использования является потеря полного давления и более сложная конструкция. После теплообменника в потоке пер-

возникающие осевые силы от движущихся поршней, два СПД обязательно должны колебаться в противофазе. Кроме того, две пары СПД должны управляться таким образом, чтобы они колебались в противоположной обратной фазе и также компенсировали друг друга. Создавая группы из четырех СПД, можно регулировать их таким образом, чтобы общее колебание давления было минимизировано. По этой причине для комбинированного двигателя было выбрано именно восемь СПД. Общий массовый расход распределяется

вого контура расположены свободнопоршневые двигатели (СПД) (рис. 3), каждый из которых состоит из поршневого компрессора (ПК), приводимого поршневым двигателем (ПД), что имеет большое значение и позволяет получить высокую эффективность.

Теплообменник Свободнопоршневой двигатель

поровну между ними. Недостатком использования ПД является большой вес и неравномерный, пульсирующий поток. Далее поток поступает в ресивер и в основную камеру сгорания, проходит через осевые турбины и попадает в сужающееся сопло. На рисунке 4 представлена разработанная конструкция комбинированного двигателя. Роторные уплотнения в компрессоре, турбине и СПД разработаны с использованием имеющегося опыта [7].

Кольцевой коллектор

Рис. 2. Конструкция комбинированного двигателя

ПОРШНЕВОЙ КОМПРЕССОР ПК ПД ПОРШНЕВОЙ ДВИГАТЕЛЬ Рис. 4. Конструкция комбинированного ГТД

Рис. 3. Конструкция свободнопоршневого двигателя

Камеры сгорания ПД расположены на его противоположных концах и перемещают поршень чередующимся сгоранием. ПК находится между двумя камерами сгорания. Поршень компрессора механически соединен с поршнем двигателя и, таким образом, приводится в движение непосредственно двигателем. Эта конструкция обеспечивает два цикла сжатия в течение одного цикла питания, поэтому требуется один компрессорный цилиндр и поршень, но он работа-

ет как два отдельных ПК. Хотя общая длина СПД значительно выше по сравнению с однопоршневой конфигурацией, конструкция двухпоршневых двигателей позволяет экономить вес, сокращая количество ПК в два раза. Кроме того, чередующиеся воспламенения действуют как восстанавливающие силы, выводя поршень из нижней мертвой точки в верхнюю мертвую точку, поэтому можно отказаться от системы пружин или аналогичного механизма. Чтобы компенсировать

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Выбрав соответствующие материалы и проведя прочностной анализ конструкции элементов, была оценена масса двигателя, которая составила 9008,7 кг. Заключение Параметры спроектированного двигателя: тяга на крейсерском режиме — 59,4 кН; масса двигателя — 9008,7 кг; удельный расход топлива — 43,13 кг/кН*ч. По результатам выполненной работы можно сделать следующий вывод. К сожалению, не удалось достичь ожидаемого снижения

удельного расхода топлива, он оказался на уровне распределенной двигательной установки, но существенно ниже, чем ожидается у традиционных ТРДД (рис. 5). По отношению тяги к весу (0,672) комбинированный двигатель уступает двигателям TRENT1000 (0,74), GE9X (0,81), однако выигрыш по удельному расходу топлива (более 8 кг/кНч) по сравнению с данными двигателями обеспечивает его конкурентные преимущества для дальнемагистральных самолетов. Среди сложностей реализации рассматриваемого комбинированного двигателя необходимо отметить сложную систему регулирования.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Scientific researches and scientific and technical designs in sphere of innovative technologies manufacturing and application

DESIGN AND DEVELOPMENT OF COMPOSITE CYCLE GAS TURBINE ENGINE S. V. Falaleev Head of Construction and Design of Aircraft Engines Department of Samara National Research University, Dr. Tech. Sci., Professor (Russia, Samara), sergey_falaleev@mail.ru V. A. Zrelov Professor of Construction and Design of Aircraft Engines Department of Samara National Research University, Dr. Tech. Sci. (Russia, Samara), zrelov07@mail.ru V. I. Shchemelev Postgraduate student of Construction and Design of Aircraft Engines Department of Samara National Research University (Russia, Samara) vadimmenn@rambler.ru Abstract. New engine concepts are currently being developed. The authors developed an engine design with a composite cycle that combines gas turbine engine and piston engines, with opti‑ mization of the working process parameters and ensuring required strength and dynamic char‑ acteristics. Keywords: gas turbine engine, piston engine, composite cycle.

Рис. 5. Сравнение параметров с современными двигателями

Л И Т Е РАТ У РА 1. Палкин В. А. Обзор работ в США и Европе по авиационным двигателям для самолетов гражданской авиации 2020…2040-х годов / В. А. Палкин // Авиационные двигатели. — 2019. — № 3 (4). — С. 63—83. 2. Kaiser S. Investigations of Synergistic Combination of the Composite Cycle and Intercooled Recuperation / S. Kaiser, M. Nickl, C. Salpingidou, Z. Vlahostergios, S. Donnerhack, H. Klingels // 23rd International Symposium on Air Breathing Engines. — 2017. — ISABE‑2017-21451. 3. Patent No. DE10 2012 206 123. A1 Wärmekraftmaschine für Freikolbenverdichter. MTU Aero Engines. — Munich, Germany, 2013. 4. Rick H. Gasturbinen und Flugantriebe / H. Rick // Grundlagen, Betriebsverhalten und Simulation. — 2013. 5. Bräunling W. Flugzeugtriebwerke / W. Bräunling // Grundlagen, Aero-Thermodynamik, Ideale und reale Kreisprozesse, Thermische Turbomaschinen, Komponenten, Emissionen und Systeme. — 2014. 6. Кузнецов Н. С. Исследование цикла комбинированного ГТД / Н. С. Кузнецов, В. И. Щемелев, С. В. Фалалеев // Материалы конференций ГНИИ «Нацразвитие». — 2019. — О кт. — С. 49—53. 7. Фалалеев С. В. Разработка газо- и гидродинамических уплотнений для опор турбомашин / С. В. Фалалеев, А. И. Белоусов, А. С. Виноградов, П. В. Бондарчук, Р. Р. Бадыков, Х. Наджари // Насосы. Турбины. Системы. — 2017. — № 4 (25). — С . 6—17.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

REFERENCES 1. Palkin V. A. Overview of work in the USA and Europe on aircraft engines for civil aircraft 2020…2040s / V. A. Palkin // Aircraft engines. — 2019. — No. 3 (4). — P. 63—83. 2. Kaiser S. Investigations of Synergistic Combination of the Composite Cycle and Intercooled Recuperation / S. Kaiser, M. Nickl, C. Salpingidou, Z. Vlahostergios, S. Donnerhack, H. Klingels // 23rd International Symposium on Air Breathing Engines. — 2017. — ISABE‑2017-21451. 3. Patent No. DE10 2012 206 123 A1. Wärmekraftmaschine für Freikolbenverdichter. MTU Aero Engines. — Munich, Germany, 2013. 4. Rick H. Gasturbinen und Flugantriebe / H. Rick // Grundlagen, Betriebsverhalten und Simulation. — 2013. 5. Bräunling W. Flugzeugtriebwerke / W. Bräunling // Grundlagen, Aero-Thermodynamik, Ideale und reale Kreisprozesse, Thermische Turbomaschinen, Komponenten, Emissionen und Systeme. — 2014. 6. Kuznetsov N. S. Research on composite cycle gas turbine engine / N. S. Kuznetsov, V. I. Shchemelev, S. V. Falaleev // Themed Collection Of Papers From International Conferences by HNRI “National Development”. — 2019. — Oct. — P. 49—53. 7. Falaleev S. V. The development of gas- and hydrodynamic seals for supports of turbomachines / S. V. Falaleev, A. I. Belousov, A. S. Vinogradov, P. V. Bondarchuk, R. R. Badykov, H. Nagari // Pumps. Turbines. Systems. — 2017. — No. 4 (25). — P. 6—17.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ СОВРЕМЕННЫХ НАСОСОВ, ТУРБИН, ГИДРОМАШИН, ГИДРОПНЕВМОАГРЕГАТОВ И ЭНЕРГОСИСТЕМ НА ИХ ОСНОВЕ

Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

УДК 621.452.32

ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ РАСКРУТКИ РОТОРА ТУРБИНЫ НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ ТРДД ПРИ РАЗРУШЕНИИ ВАЛА И. А. Лещенко Начальник бригады термодинамических расчетов ПАО «ОДК-Сатурн», д. т. н. (Россия, г. Рыбинск), igor.leshchenko@yandex.ru М. Н. Буров Главный конструктор по перспективным разработкам ПАО «ОДК-Сатурн», к. т. н. (Россия, г. Рыбинск), maxim.burov@uec-saturn.ru Н. В. Кикоть Начальник отдела перспективных разработок ПАО «ОДК-Сатурн», к. т. н. (Россия, г. Рыбинск), kikot_nv@mail.ru Выполнено моделирование переходных процессов в двухконтурном двигателе при нару‑ шении кинематической связи между компрессором и турбиной низкого давления. Для ра‑ боты использовалась поэлементная нелинейная динамическая математическая модель двигателя. Проведено параметрическое исследование влияния времени отключения пода‑ чи топлива, начального режима работы двигателя и режима полета на динамические пока‑ затели ротора турбины. Получена оценка возможности предотвратить раскрутку турбины до разрушающей частоты вращения за счет своевременного отключения подачи топлива. Ключевые слова: разрушение вала турбины, динамическая модель, приведенное ускоре‑ ние, система автоматического управления. Введение К авиационной технике предъявляются обязательные к выполнению требования, связанные с надежностью и безотказностью, а также с отсутствием катастрофических последствий возможных отказов. В частности, к авиационным газотурбинным двигателям предъявляются требования о локальном характере повреждений при разрушении элементов проточной части. Например, оторвавшиеся лопатки компрессоров и турбин должны надежно удерживаться стенкой корпуса двигателя и не вызывать повреждений за его пределами. Одним из потенциально опасных элементов конструкции ТРДД является вал низкого давления (НД), имеющий относительно малый диаметр. Его разрушение (обрыв) приводит к нарушению кинематической связи между вентилятором и приводящей его турбиной низкого давления (ТНД). © Лещенко И. А., Буров М. Н., Кикоть Н. В., 2020

Лишившись загрузки со стороны вентилятора, ТНД стремительно ускоряется до частот вращения, приводящих к разрушению ее диска (дисков). Непробиваемость корпуса тяжелыми фрагментами дисков обеспечивается трудно, поэтому необходимо принимать специальные меры для обеспечения локального характера разрушений за счет конструкции турбин либо активного управления подачей топлива в камеру сгорания. В любом случае задача оценки динамики двигателя при разрушении вала НД является для двигательных КБ актуальной, поскольку этот путь позволяет найти наиболее рациональное комплексное решение, предотвращающее катастрофические последствия. Такие работы оказались актуальными и для двухвального ТРДД разработки ПАО «ОДК-Сатурн». Работы, связанные с динамикой раскрутки ТНД при разрушении вала, были развернуты в следующих направлениях: — оценка динамики развития ситуации после разрушения вала НД; — оценка возможности предотвращения раскрутки ТНД за счет быстрого выключения дви-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

гателя путем прекращения подачи топлива в камеру сгорания; — поиск конструктивных мероприятий, обеспечивающих выполнение указанных требований при минимальном внесении изменений в конструкцию двигателя [1]. В рамках настоящей работы представлены результаты моделирования динамики двигателя при обрыве вала НД и оценена возможность защиты от раскрутки за счет прекращения подачи топлива. Математическая модель для расчета переходных процессов Математическая модель двигателя реализована на платформе программного комплекса (ПК) Uni_MM (унифицированная математическая модель для расчета ТРДД [2]). В основе работы ПК Uni_MM лежит численное решение системы нелинейных алгебраических уравнений, независимые переменные которых описывают положения рабочих точек на характеристиках элементов, а правые части определяются алгоритмически исходя из физических условий совместной работы элементов двигателя. При расчете переходных процессов, кроме того, численно решается система дифференциальных уравнений динамики роторов и осредненного теплового состояния лопаточных машин, при этом на каждом шаге интегрирования решается система нелинейных алгебраических уравнений. Расчет динамики роторов осуществляется путем численного интегрирования для каждого ротора известного дифференциального уравнения:

где

— у гловая скорость вращения ротора, рад/с; — р азница крутящих моментов, создаваемых турбиной и прилагаемых со стороны компрессора, подшипников и приводимых агрегатов, Н*м; — момент инерции ротора, кг*м2. Учет тепловой нестационарности элементов конструкции компрессоров, камеры сгорания и турбин позволяет учесть тепловые потоки, отнимаемые от рабочего тела (воздуха и газа), идущие на нагрев конструкции в процессе приемистости. Соответственно, при расчете сброса газа охлаждение элементов конструкции приводит к поступлению тепла в проточную часть двига-

теля. Тепловой поток от рабочего тела к элементу конструкции рассчитывается с учетом текущего теплового состояния указанного элемента и интенсивности теплопередачи при конвективном теплообмене. Модель тепловой нестационарности позволяет учитывать тепловые потоки и их влияние на совместную работу элементов, но не ведет расчет изменений КПД узлов и их расходных характеристик, связанных с их тепловым состоянием. Динамика диска ТНД с посадкой на статор Рассмотрим наиболее неблагоприятный (по максимально возможным значениям крутящих моментов) режим полета Н = 0, Мн = 0,8 в условиях стандартной атмосферы, при режиме работы двигателя «Максимал». Разрушение вала НД моделируется в момент времени 0,001 с. Временной интервал расчета составляет 0,025 с для более подробного анализа момента посадки ротора ТНД на статор. Результаты показаны на рисунке 1. Непосредственно после разрыва кинематической связи частота вращения КНД снижается со скоростью 667 %/с. Это приводит к быстрому снижению расхода воздуха через двигатель и через газогенератор. При этом частота вращения ротора ВД незначительно увеличивается. Частота вращения оторвавшейся и находящейся в начальный момент времени в состоянии «свободного полета» ТНД возрастает с темпом около 110 000 (об/мин)/с. При этом диск ТНД с ускорением смещается вниз по потоку, до касания статора. Посадка ротора ТНД на статор происходит через 0,0016 с после разрушения. До этого момента ТНД раскручивается без трения, в результате темп нарастания частоты вращения столь высокий. В момент посадки на ротор действует ударное усилие, импульс которого равен приобретенному в свободном движении импульсу ротора в осевом направлении. С учетом очень короткого времени приложения данного усилия происходит практически мгновенное снижение частоты вращения ротора ТНД. Кинетическая энергия вращения ротора переходит в тепловую энергию ударного трения между ротором и статором. Дальнейшая раскрутка осуществляется при наличии момента сопротивления, вызванного силой трения в месте посадки, поэтому темп нарастания частоты вращения ниже и составляет 40 700 (об/мин)/с.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ СОВРЕМЕННЫХ НАСОСОВ, ТУРБИН, ГИДРОМАШИН, ГИДРОПНЕВМОАГРЕГАТОВ И ЭНЕРГОСИСТЕМ НА ИХ ОСНОВЕ Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

и уменьшающегося расхода воздуха. В результате крутящий момент, создаваемый турбиной НД, снижается незначительно. Исследование эффективности прекращения подачи топлива для защиты ТНД от раскрутки при разрушении вала НД Для защиты турбины низкого давления от превышения предельной частоты вращения 19 100 об/мин при разрушении вала НД необходимо максимально быстро отключать подачу топлива. В топливной системе двигателя для этих целей предусмотрен стоп-кран, установленный в магистрали последовательно с основным дозатором и осуществляющий перекрытие магистрали за время 0,1 с. С учетом того, что после перекрытия стопкрана какое-то время будет догорать топливо, содержащееся в коллекторах, в модели принята следующая циклограмма подачи топлива после подачи электрического сигнала на закрытие стоп-крана: 0,07 с — расход топлива не меняется; 0,07 с — расход топлива линейно стремится к нулю.

Сигнал на закрытие стоп-крана формируется также с задержкой. В данном разделе рассматривалось время задержки 0,03 и 0,05 секунды от момента разрушения вала низкого давления. Время разрушения вала НД во всех расчетах принято равным 0,01 с. Расчеты выполнялись для самого неблагоприятного режима полета и работы двигателя — Н = 0, Мн = 0,8, режимы «Максимал» и крейсерский, также для стенда (Н = 0, Мн = 0) и для высотного полета (Н = 12 км, Мн = 0,8). На рисунке 2 показана циклограмма изменения расхода топлива. Для линии «0/0,8, Gт = 0,437, t_сбр = 0,03 с» фактическое время начала снижения подачи топлива в камеру сгорания составля оет 0,11 с, которое складывается из 0,01 с — м мент времени разрушения вала, 0,03 с — в ремя реакции САУ до выдачи сигнала на отключение топлива, и 0,07 с — в ремя до начала фактического снижения подачи топлива. В момент времени 0,18 с (через 0,07 с после начала снижения расхода топлива) подача топлива (и выделение тепла в камере сгорания) полностью прекращается.

Рис. 2. Программа изменения расхода топлива Рис. 1. Динамика двигателя при разрушении вала НД

Быстрое уменьшение полного давления в камере сгорания уменьшает усилие прижима ротора ТНД к статору. В результате момент сопротив-

ления, формируемый силой трения, уменьшается. При этом температура газа перед турбиной возрастает из-за неизменного расхода топлива

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

На рисунке 3 показана динамика изменения частоты вращения ТНД. Видно, что для всех начальных состояний двигателя более позднее начало прикрытия стоп-крана приводит к большей величине раскрутки ротора ТНД. Для максимальных режимов в полете у земли («0/0,8, Gт =

0,437, …») и на стенде («0/0,0, Gт = 0,34, …») штатный стоп-кран не позволяет защитить ТНД от разрушающей частоты вращения. Для крейсерского режима работы двигателя своевременным прикрытием штатного стоп-крана («0/0,8, Gт = 0,34, t_сбр = 0,03 с») удается предотвратить чрез-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

мерную раскрутку турбины. Для полета на высоте 12 км отключение подачи топлива позволя-

ет предотвратить разрушение от раскрутки ТНД с запасом.

2. Максимально быстрое применение штатных средств энергичного сброса топлива при разрушении вала низкого давления на режиме «Максимал» в условиях стенда либо полета при максимальном скоростном напоре не позволяет предотвратить раскрутку ротора ТНД до недопустимых значений.

3. Наряду с мероприятиями по изменению конструкции ТНД проблема может быть решена установкой быстродействующего клапана прекращения подачи топлива и добавлением в программную часть электронной САУ функций, обеспечивающих своевременную диагностику разрушения вала НД и выдачу сигнала на аварийное отключение двигателя.

Л И Т Е РАТ У РА 1. Кикоть Н. В. Разработка конструктивных мероприятий для защиты ТРДД от раскрутки ротора турбины при обрыве вала компрессора низкого давления / Н. В. Кикоть, И. А. Лещенко, В. А. Павлов // Климовские чтения — 2019: перспективные направления развития авиадвигателестроения : сб. ст. научно-технической конференции. — Санкт-Петербург : Скиф-принт, 2019. — С. 244—248. 2. Марчуков Е. Ю. Опыт использования программы UNI_MM для выполнения термодинамических расчетов турбореактивных двухконтурных двигателей / Е. Ю. Марчуков, И. А. Лещенко, М. Ю. Вовк, А. А. Инюкин // Насосы. Турбины. Системы. — 2015. — № 2 (15). — С. 45—53.

RESEARCH OF ROTOR ACCELERATION DYNAMICS FOR LOW PRESSURE TURBINE FOR THE CASE OF SHAFT DESTRUCTION I. A. Leshchenko Head of thermodynamic computation group of ODK-Saturn, Dr. Tech. Sci. (Russia, Rybinsk), igor. leshchenko@yandex.ru Рис. 3. Динамика изменения частоты вращения ТНД

Анализируя результаты расчетов для различных начальных условий и скоростей реагирования, в том числе представленные на рисунке 3, можно сделать следующие выводы о значении максимально достижимой частоты вращения ТНД (в пике) . 1. Чем выше значение в начальный момент времени, тем больше . 2. Чем позже отключили топливо, тем выше значение . 3. Чем больше давление за компрессором, тем больше превышает начальное значение . Как указывалось ранее, режим «Максимал» на Н = 0, Мн = 0.8 является самым неблагоприятным по давлению за компрессором и начальному значению . Рассмотрим, можно ли предотвратить раскрутку с помощью более энергичного управления топливом. На рисунках 2 и 3 показана линия, обозначенная как «0 / 0,8 / Gт = 0,437, быстрый сбр.». Для этого варианта расчета расход топлива в камеру сгорания начинает снижаться через 0,05 с после разрушения вала, и это позво-

ляет не превысить максимально допустимую частоту вращения ТНД, равную 19 100 об/мин. На основе штатных измерителей програм мные средства САУ могут достоверно диагностировать обрыв вала и сформировать сигнал на отключение подачи топлива через 0,04…0,05 с после события разрушения. Таким образом, замена клапана сброса на аналог с большим быстродействием, совместно с добавлением функционала по аварийному отключению подачи топлива в программную часть САУ, позволяет решить проблему с нелокализованным разрушением диска ТНД при обрыве вала. Выводы 1. Математическая модель динамики двигателя при разрушении вала НД позволяет обеспечить потребности в расчетных инструментах для анализа переходных процессов и поиска способов недопущения нелокализованных разрушений.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

M. N. Burov Chief designer for prospective development of ODK-Saturn, Cand. Tech. Sci. (Russia, Rybinsk), maxim. burov@uec-saturn.ru N. V. Kikot Head of prospective development department of ODK-Saturn, Cand. Tech. Sci. (Russia, Rybinsk), kikot_nv@mail.ru Abstract. Transient processes modeling was performed for turbofan engine for the case of rup‑ ture of kinematic connection between low pressure compressor and turbine. Non-linear ele‑ ments-based dynamical mathematical model was used for the research. Parametric studies were carried out, aimed at turbine rotor dynamic indexes connection with the time of fuel supply cutoff, and initial mode of flight and engine operation. It was estimated the opportunity to prevent increasing of turbine rotation rate up to destructing value by means of in-time fuel cut-off. Keywords: turbine shaft destruction, dynamical mathematical model, corrected acceleration, au‑ tomatic control system. REFERENCES 1. Kikot N. V. Development of Structural Variations for Turbofan Engine Protection from Turbine Runaway for the Case of Low Pressure Compressor Shaft Destruction / N. V. Kikot, I. A. Leshchenko, V. A. Pavlov // Klimov Readings — 2019: prospective directions of aircraft engines building development : collection of papers of scientific-engineering conference. — St. Petersburg : SKIF-Print, 2019. — P. 244—248. 2. Marchukov E. Y. The Experience of Uni_MM program application for making thermodynamic computations for turbofan engines / E. Y. Marchukov, I. A. Leshchenko, M. Y. Vovk, A. A. Inyukin  // Pumps. Turbines. Systems. — 2015. — No. 2 (15). — P. 45—53. Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

УДК 532.536

РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ РАСЧЕТА СМЕСИТЕЛЯ С ДВУХФАЗНЫМ РАБОЧИМ ТЕЛОМ И. А. Лепешинский Профессор ФГБОУВО «Московский авиационный институт (Национальный исследовательский университет)», д. т. н. (Россия, г. Москва), igorlepesh@yandex.ru Ся Сюй Аспирант ФГБОУВО «Московский авиационный институт (Национальный исследовательский университет)» (Россия, г. Москва), 372276952@qq.com Рассматривается смеситель с двухфазным рабочим телом, представляющий собой осе‑ симметричный канал переменной геометрии, снабженный рядом струйных форсунок. Оси струйных форсунок расположены перпендикулярно оси канала. В канал подается двухфаз‑ ный газокапельный поток воздуха и топлива, который вытекает через струйные форсун‑ ки. Разработана математическая модель и программа расчета на основе решения обрат‑ ной задачи, позволяющая получать на выходе из смесителя заданное распределение пара‑ метров двухфазного потока. Ключевые слова: смеситель, двухфазный поток, струйные форсунки, газ, капли, формиро‑ вание полей параметров. Введение Для подачи топлива в форсажную камеру реактивного двигателя, как правило, используются многофорсуночные коллекторы. В форсажной камере ГТД воздуха намного меньше, поскольку значительная часть его использована в основных камерах сгорания. Поэтому для обеспечения процесса горения целесообразно использование воздуха, подаваемого совместно с топливом. При этом необходимо выдерживать определенное соотношение между ними. Последовательное истечение смеси из коллектора может приводить к изменению давления в канале, соотношения по расходам, поскольку скорости фаз изменяются в разной степени. В данной работе сделана попытка разобраться в процессе, происходящем в многофорсуночном коллекторе, и предложить решение, позволяющее сохранять массовое соотношение между фазами. С этой целью была сформулирована математическая модель, в основу которой положена одномерная математическая модель двухфазного газокапельного потока с учетом неравновесного взаимодействия фаз и монодисперсности капель [1—4]. Эта модель © Лепешинский И. А., Ся Сюй, 2020

успешно использовалась для расчета двухфазного течения в соплах, эжекторах и других каналах и апробирована экспериментальными исследованиями [2—4]. Применительно к рассматриваемой задаче, которая решается впервые, модель была модифицирована и доработана. Математическая модель включает уравнения, выражающие законы сохранения: неразрывности, количества движения, энергии, уравнения состояния каждой фазы, уравнения межфазного взаимодействия, значения теплофизических характеристик. Для истекающих из форсунок двухфазных струй используются аналогичные уравнения для каждой фазы. Очевидно, что скорости фаз будут определяться значением статического давления в канале коллектора. Поэтому в качестве предварительной задачи необходимо определить закон распределения давления в канале, обеспечивающий постоянное соотношение между фазами топлива и воздуха. Воспользуемся уравнениями расхода каждой фазы, полагая, что истечение происходит из единого отверстия с площадью Fс. Для формирования граничных условий на входе в канал необходимо задать требуемые характеристики двухфазных струй, истекающих из канала: концентрацию жидкости, скорость ис-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

течения жидкости, расходы жидкости, и некоторые геометрические характеристики канала: число отверстий, диаметр отверстий и длину канала. В результате предварительного расчета определяются закон распределения давления, необходимый для решения обратной задачи, расходы фаз на входе и все необходимые параметры. Для расчета используются теплофизические характеристики водовоздушного рабочего тела. Для предварительного расчета задавались следующие величины. Число отверстия , размер капель , концентрация жидкости в отверстиях ,

(1)

, длина канала диаметр отверстия , . Для расчета давления использовались следующие уравнения и обозначения параметров: — параметры, P — давление, ρ — плотность, W — скорость, F — площадь сечения, T — температура, G — массовый расход, R — газовая постоянная, d — диаметр, дифференциал, ζ — коэффициент сопротивления, С — теплоемкость, λ — коэффициент теплопроводности, Nu — критерий Нуссельта, We — критерий Вебера, α, А — константы; — индексы, г — газ, к — капли, н — среда, в которую истекают струи, 0 — параметы на входе в смеситель, х — осевая координата, отв — параметр в отверстии. По параметрам жидкости определяем давление Рi в каждой точке над отверстием в канале ,

(2)

где ρк = 1000 кг/м3, причем распределение скорости истечения жидкости вдоль канала задавалось в виде линейной функции

(3)

в предварительном расчете температуры газа принималась постояной. Используется следующая система уравнений

(4)

(5)

(6)

(7)

(9)

(8)

(10)

(11)

Использование системы уравнений (1—11) позволяет определить все необходимые параметры граничных условий на входе. На рисунке 1 показаны значения скоростей газа и жидкости из отверстий канала, а на рисунке 2 — расходы фаз. Полученное распределение статического давления апроксимировалось параболой и показано на рисунке 3. В результате были определены следующие граничные условия на входе: Рг0, = 1,045 х 105 Па, Рн = 105 Па, кг/с, Gk, = 0,023 кг/с, Gг = 0,0069 кг/с, Wk0 = 28,8 м/с, Wг0 = 28,8 м/с, d0 = 0.0092 м. Далее система уравнений (1—11) дополняется уравнениями (12—18), описывающими движение двухфазного потока в канале многофорсуночного коллектора с учетом истекающей через отверстия смеси. Дополнительно использовалось условие постоянства скорости газа в канале коллектора

(12)

(13)

(14)

(15)

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

(16)

(18)

(17)

Рис. 3. Давление вдоль канала смесителя

Рис. 1. Скорости капель и газа в отверстии

Рис. 4. Изменение плотности газа в канале Рис. 2. Расход капель и газа в отверстии

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Далее решается обратная задача с заданием полученного закона распределения давления вдоль канала смесителя путем интегрирования обыкновенных дифференциальных уравнений с граничными условиями методом Рунге—Кут-

та четвертой степени. В результате определяется геометрия канала многофорсуночного коллектора, показанная на рисунке 7, параметры внутри канала: изменение плотности, температуры газа и скоростей фаз газа и капель.

Рис. 5. Скорости капель и газа в канале

Рис. 7. Изменение диаметра канала

Выводы Впервые разработана модель и программа расчета процесса многофорсуночного смесителя с двухфазным рабочим телом и истечением потока через форсунки по нормали к оси смеси-

Рис. 6. Температуры капель и газа в канале

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

теля. Проведенные численные расчеты на водовоздушном рабочем теле подтвердили работоспособность модели и программы расчета. Модель и программа расчета позволяют формировать поля топливовоздушной смеси на выходе из смесителя.

Л И Т Е РАТ У РА 1. Лепешинский И. А. Газодинамика одно- и двухфазных течений в реактивных двигателях / И. А. Лепешинский. — Москва : Изд-во МАИ, 2003. — С. 276. 2. Лепешинский И. А. Оптимизация двухфазных течений с помощью решения обратной задачи / И. А. Лепешинский, И. В. Антоновский, А. А. Гузенко, Е. А. Истомин, В. А. Решетников // МЖГ. — 2016. — № 1. — С. 72—77. 3. Лепешинский И. А. Численное моделирование и экспериментальное исследование жидкостногазового двухфазного эжектора со сверхзвуковым профилированным соплом / И. А. Лепешинский, В. А. Решетников, И. А. Заранкевич // Вестник Самарского университета. Аэрокосмическая техника, технологии и машиностроение. — 2017. — Т. 16, № 2. — С. 164—171. 4. Лепешинский И. А. Численное и экспериментальное исследование газокапельного течения в сопле с большими концентрациями дисперсной фазы / И. А. Лепешинский, А. А. Яковлев, Г. В. Молессон, А. В. Воронецкий, В. И. Онес, А. В. Ципенко // Математическое моделирование. — 2002. — 14:7. — С. 121—127. Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

DEVELOPMENT OF METHODS FOR CALCULATING A MIXER WITH A TWO-PHASE WORKING FLUID I. A. Lepeshinsky Professor of the Moscow Aviation Institute (National Research University), Dr. Tech. Sci., Professor, igorlepesh@yandex.ru Xia Xu Postgraduate student of the Moscow Aviation Institute (National Research University), 372276952@qq.com Abstract. A mixer with a two-phase working fluid is considered, which is an axisymmetric channel of variable geometry, equipped with a number of jet nozzles. The axis of the jet nozzles are per‑ pendicular to the axis of the channel. A two-phase gas and droplet stream of air and fuel is sup‑ plied to the channel, which flows out through the jet nozzles. A mathematical model and a calcu‑ lation program based on the solution of the inverse problem have been developed, which makes it possible to obtain a given distribution of two-phase flow parameters at the mixer output. Keywords: mixer, two-phase flow, jet nozzles, gas, drops. formation of parameter fields. REFERENСES 1. Lepeshinsky I. A. Gas dynamics of single and two-phase flows in jet engines / I. A. Lepeshinsky. — Moscow : Publishing House of the Moscow Aviation Institute, 2003. — 276 p. 2. Lepeshinsky I. A. Optimization of two-phase flows by solving the inverse problem / I. A. Lepeshinsky, I. V. Antonovsky, A. A. Guzenko, E. A. Istomin, V. A. Reshetnikov // MZHG. — 2016. — No. 1. — P. 72—77. 3. Lepeshinsky I. A. Numerical modeling and experimental study of a liquid-gas two-phase ejector with a supersonic profiled nozzle / I. A. Lepeshinsky, V. A. Reshetnikov, I. A. Zarankevich // Bulletin of Samara University. Aerospace engineering, technology and engineering. — 2017. — Vol. 16, no. 2. — P. 164—171. 4. Lepeshinsky I. A. Numerical and experimental study of gas-droplet flow in a nozzle with high dispersed concentrations phase / I. A. Lepeshinsky, A. A. Yakovlev, G. V. Molesson, A. V. Voronetsky, V. I. Ones, A. V. Tsipenko // Mathematical Modeling. — 2002. — 14:7. — P. 121—127.

394018, г. Воронеж, ул. Никитинская, д. 38, оф. 308 тел. +7 (473) 200-81-02, http://www.n-kniga.ru E-mail: zakaz@n-kniga.ru

Издание и печать монографий, учебных пособий, научных журналов, методических указаний, авторефератов. А также изготовление календарей, листовок, визиток; переплет диссертаций, дипломов. Присвоение ISBN, ISSN.

УДК 621.6; 62—82

К ВОПРОСУ СНИЖЕНИЯ СИЛ РЕАКЦИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ПЛАСТИНУ В ПЛАСТИНЧАТЫХ НАСОСАХ В. Ю. Савин Доцент кафедры «Тепловые двигатели и гидромашины» Калужского филиала ФГБОУ ВО «МГТУ имени Н. Э. Баумана (Национальный исследовательский университет)», к. т. н. (Россия, г. Калуга), savin.study@yandex.ru Отсутствие разгрузки пластин в пластинчатых насосах высокого давления будет вызывать существенный износ статора и пластин. Схема разгрузки пластин определяет схему при‑ ложения и величину сил, действующих на пластину. Целью работы является снижение сил реакций стенок паза ротора и, соответственно, снижение износа таких сопрягаемых дета‑ лей насоса, как пластина и ротор. Предложена схема разгрузки, предполагающая наличие в каждом пазу ротора двух пластин, имеющих скошенные кромки на гранях, примыкаю‑ щих к статору, и канавки, которые при сопряжении парных пластин образуют отверстие. Составляющая силы давления на скошенную грань Px, действующая перпендикулярно пла‑ стине, участвует в формировании реакции стенки паза ротора и компенсации распреде‑ ленной нагрузки со стороны рабочей камеры насоса. Составлены уравнения, определяю‑ щие силы P1 и P2, возникающие в результате реакции стенок паза ротора. Результаты рас‑ четов показали снижение сил реакций в сравнении со схемой разгрузки, предусматриваю‑ щей двухкромочные пластины. Ключевые слова: пластинчатый насос, статор, кривая профиля статора, пластина, разгруз‑ ка пластин. Введение Пластинчатые гидромашины имеют широчайшую область использования. Они являются важнейшей частью силовых и автоматизированных систем в промышленности, сельском хозяйстве, на путевых машинах [1—3]. В выправочноподбивочно-рихтовочных путевых машинах пластинчатые насосы и гидромоторы используются в приводах подъемно-рихтовочного устройства, выправочно-подбивочного блока и других основных и вспомогательных систем. Выправочно-подбивочно-рихтовочные машины калужского производства оснащаются пластинчатыми гидромашинами зарубежного производства, в частности гидромашинами фирмы Denison Hydraulics. Важной задачей является создание линейки современных отечественных пластинчатых гидромашин высокого давления. Пластинчатые гидромашины, имеющие рабочее давление более 7 МПа, классифицируются как гидромашины высокого давления. Такие гид© Савин В. Ю., 2020

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ромашины имеют неоспоримые преимущества, выраженные в возможности выполнить изделия максимально компактными и легкими, и незаменимы в гидроприводах высокой мощности [4]. При этом высокие давления накладывают некоторые ограничения, не позволяющие использовать простейшие конструктивные схемы пластинчатых гидромашин. В пластинчатых насосах низкого давления прижим пластин к статору во многом осуществляется за счет силы давления рабочей жидкости, подводимой в кольцевую канавку под пластины* [5—6]. Для насосов высокого давления такая схема в целом не применима. Высокое давление нагнетания и, следовательно, высокая сила прижима пластин к статору будет вызывать существенный износ статора и пластин. Трение является основным источником потерь с точки зрения механической эффективности пластинчатых насосов. Колебания давлений в камерах насоса дают существенно меньший вклад в снижение механического КПД [7]. Про* Свешников В. К. Станочные гидроприводы : справочник. Москва : Машиностроение, 2008. 640 с.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

стое снижение числа пластин не позволяет достичь оптимальных соотношений параметров, определяющих угол уплотнительной перемычки между зонами всасывания и нагнетания, равномерность расходов [8—10], неравномерности крутящего момента гидромоторов [11]. Разгрузка пластин в радиальном направлении позволяет снизить трение пластины о статор, избежать существенного износа деталей и повысить долговечность гидромашин при работе на высоких давлениях. При этом необходимо отметить, что схемы разгрузки определяют схемы усилий, действующих на пластины и в радиальном направлении, и в направлении, перпендикулярном оси пластины. Последнее направление определяют силы трения между пластиной и пазом ротора, оказывающие значительное влияние на ресурс насоса. Целью работы является снижение сил реакций стенок паза ротора и, соответственно, снижение износа таких сопрягаемых деталей насоса, как пластина и ротор. Методы и материалы На рисунке 1, а представлена предложенная схема разгрузки пластин, предполагающая наличие в каждом пазу ротора двух пластин, имею-

щих скошенные кромки на гранях, примыкающих к статору. В связи с возможностью независимого перемещения каждой из парных пластин в пазу ротора полость, образованная кромками пластин и статором, герметична, уплотнение между полостями всасывания и нагнетания осуществляется двумя кромками. В пластинах выполнены канавки, которые при сопряжении парных пластин образуют отверстие. Данное отверстие соединяет камеру под пластинами и камеру над пластинами, образованную скошенными кромками пластин и статором. Жидкость под пластины и, соответственно, в камеры над пластинами поступает через кольцевую канавку в распределительном диске из напорной магистрали. На рисунке 1, б показана схема приложения сил, определяющих разгрузку пластины. Ось y направлена радиально по центру пластины, ось x перпендикулярна оси y, т. е. перпендикулярна пластине. Сила давления на пластину со стороны статора рассчитывается как сила давления на плоские стенки:

Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

Площадь скошенной грани пластины определяют размеры пластины и угол скоса грани :

(2)

ирина пластины. где — т олщина пластины; — ш Из схемы понятно, что чем меньше будет угол , тем больше окажется составляющая силы , равная . (3) Выражение (3) с учетом выражений (1) и (2) примет вид

(4)

При этом необходимо отметить равенство силы давления рабочей жидкости со стороны ротои составляющей силы : ра

(5)

т. е. в радиальном направлении пластина полностью разгружена. Составим схему для расчета усилий, действующих на пластину, входящую в зону нагнетания (рис. 2, а).

(1)

где — избыточное давление в центре тяжести площади ; — п лощадь скошенной грани пластины.

Рис. 2. Схема для расчета усилий, действующих на пластину: а — в зоне нагнетания; б — в зоне всасывания

Приравняем сумму проекций всех сил на ось x: Рис. 1. Схема разгрузки пластин, реализованная при использовании сдвоенных пластин, имеющих скошенные кромки на гранях, примыкающих к статору

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

(6)

где — сила трения, — сила давления нагнетания, P1 — с ила, действующая в точке А, возникающая в результате реакции стенки паза ротора; P2 —

сила, действующая в точке В, возникающая в результате реакции стенки паза ротора. Нагрузка от давления рабочей жидкости р авна

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

(7)

Силу трения

определим следующим образом: ,

(8)

где — центробежная сила, — коэффициент трения; — н аименьший радиус статора; — масса пластины; — угловая скорость пластины. Второе уравнение равновесия получим, приравняв нулю сумму моментов проекций всех сил относительно точки А:

(9)

Из уравнений 6 и 8 определим величины P1 и P2.

(10) (11)

Составляющая Pх участвует в формировании реакции стенки паза ротора. При входе пластины в зону нагнетания сила Pх частично компенсирует силу давления жидкости со стороны рабочей камеры насоса. При прохождении пластины в зоне всасывания либо при ее перемещении по постоянному радиусу статора сила Pх, напротив, будет определяющей при формировании реакций стенки паза ротора. В любом случае величина и линия действия силы Pх будет определять значения сил реакций и возможность заклинивания пластин, отрыва пластин от статора и сопутствующий данному явлению повышенный шум гидромашины [12,13]. Наличие силы Pх на максимальном расстоянии от линии действия силы реакции стенки паза ротора определяет сопротивление трения движения пластины в роторе. Это согласуется с утверждениями в работах [14, 15], где отмечено увеличение износа деталей насоса с увеличением отношения длины выступающей части пластины к длине части пластины, находящейся в пазу ротора. На основании схемы для расчета усилий, действующих на пластину в зоне всасывания (рис. 2, б), составим аналогичные уравнения равновесия: , (12)

(13)

где Pв — сила давления всасывания. Величины реакций P1 и P2 в данном случае будут равны:

. .

(14) (15)

Нивелировать влияние составляющей Px можно, используя одну двухкромочную пластину в каждом пазу ротора (рис. 3, а). При этом при прохождении криволинейного участка статора в постоянном контакте с ним находится только одна из двух кромок. Между второй нерабочей в данный момент кромкой и статором существует зазор, который изменяется в зависимости от угла поворота ротора. При этом полость, образованная кромками пластин, соединяется с камерой, образованной пластинами, статором и ротором. В насосе в цикле всасывания полость между кромками пластины соединяется с камерой насоса, расположенной после пластины, если смотреть по направлению вращения ротора. При прохождении цикла нагнетания полость между кромками пластины соединяется с камерой насоса, расположенной перед пластиной. Рассмотрим простейший вариант конструкции насоса, при котором кольцевая канавка под пластинами непрерывна, выполнена по всему диаметру ротора и соединена с напорной магистралью. При прохождении зоны нагнетания силы давления под пластинами в определенной степени уравновешиваются силами давления над пластинами. При прохождении зоны всасывания такого уравновешивания не происходит. Если просто выполнить пластины с отверстиями, соединяющими камеры под пластинами и над пластинами, будут иметь место значительные перетечки из зоны нагнетания в зону всасывания, что недопустимо. Таким образом, здесь оптимальным вариантом является разбивка кольцевой канавки на отдельные сектора. Так же как и в предыдущей схеме, в радиальном направлении пластина полностью разгружена. При этом необходимо отметить и взаимную компенсацию составляющих сил P4 и P5, действующих по оси (рис. 3, б). В данном случае силы, действующие на скошенные грани пластины, не оказывают влияния на формирование реакций стенки паза ротора. Составим схему для расчета усилий, действующих на пластину, входящую в зону нагнетания, без учета компенсирующих друг друга составляющих P4 и P5 (рис. 4).

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Рис. 3. Схема разгрузки пластин, реализованная при использовании двухкромочной пластины

Первое уравнение равновесия получим, приравняв сумму проекций всех сил на ось x:

(16)

Второе уравнение равновесия получим, приравняв нулю сумму моментов проекций всех сил относительно точки А: и P2.

(17)

Из уравнений 15 и 16 определим величины P1 .

(18) (19)

В зоне всасывания распределенные нагрузки справа и слева уравновешиваются, и силы P1 и P2 минимальны. Результаты

Рис. 4. Схема для расчета усилий, действующих на пластину

Воспользуемся полученными уравнениями (9), (10), (14), (15), (18), (19) и определим силы P1 и P2 для насосов, выполненных по первой и второй схеме и имеющих следующие параметры: =

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

5,5 мм; = 6 мм; = 10 МПа; = 0,01 МПа; = 0,08; = 20 мм; = 2 мм; = 24 мм; = 46°, = 125,6 . Величины сил P1 и P2, действующих на пластину в зоне нагнетания для насоса, выполненного по первой схеме, составят 254,8 и 1111,3 Н соответственно. Силы, действующие на пластину в зоне всасывания, составят P1 = 349,6 Н, P2 = 811,8 Н. Величины сил P1 и P2, действующих на пластину в зоне нагнетания для насоса, выполненного по второй схеме, составят 605,1 и 1925,1 Н соответственно. Результаты расчетов показывают снижение сил, возникающих в результате реакции стенки паза ротора для насосов, выполненных по первой схеме. Это происходит в результате некоторой компенсации силы давления нагнетания Pн, составляющей силы давления Px на скошенную грань пластины, примыкающую к статору.

Выводы Предложена схема разгрузки, предусматривающая сдвоенные пластины, имеющие скошенные кромки на гранях, примыкающих к статору, и канавки, которые при сопряжении парных пластин образуют отверстие. При использовании данной схемы разгрузки величина и линия действия силы Px будет определять значения сил реакций стенок паза ротора и возможность возникновения заклинивания пластин. Составлены уравнения, определяющие силы P1 и P2, возникающие в результате реакции стенок паза ротора. Результаты расчетов показали снижение сил реакций в сравнении со схемой разгрузки, предусматривающей двухкромочные пластины.

Л И Т Е РАТ У РА 1. Исаев А. П. Гидравлика и гидромеханизация сельскохозяйственных процессов / А. П. Исаев, Б. И. Сергеев, В. А. Дидур. — Москва : Агропромиздат, 1990. — 400 с. 2. Исупова И. В. Повышение долговечности ротационных вакуумных насосов / И. В. Исупова, И. Г. Цубера // Инновации в сельском хозяйстве. — 2015. — № 3. — С. 151—154. 3. Гавриленко Б. А. Гидравлический привод / Б. А. Гавриленко, В. А. Минин, С. Н. Рождественский. — Москва : Машиностроение, 1968. — 502 с. 4. Гойдо М. Е. Проектирование объемных гидроприводов / М. Е. Гойдо. — Москва : Машиностроение, 2009. — 304 с. 5. Щербин В. Д.  К вопросу оптимизации конструкции пластинчатого насоса / В.  Д.  Щербин, Г. Р. Самарина, С. А. Панасян // Современные проблемы теории машин. — 2016. — № 4 (2). — С. 46—58. 6. Гринчар Н. Г. Основы гидропривода машин / Н. Г. Гринчар, Н. А. Зайцева. — Москва : Учебно-методический центр по образованию на железнодорожном транспорте, 2016. — Ч. 1. — 444 с. 7. Fornarelli F. Investigation of a pressure compensated vane pump, Conference: / F. Fornarelli, A. Lippolis, P. Oresta. — 73rd Conference of the Italian-Thermal-Machines-Engineering-Association (ATI) Location. Pisa, Italy, Sep. 12—14, 2018. — DOI: https://doi.org/10.1016/j.egypro.2018.08.068 8. Савин В. Ю. Исследование равномерности расходов всасывающих и нагнетающих пластин для пластинчатого насоса / В. Ю. Савин // Наука, техника и образование: электронный журнал. — 2017. — № 3 (14). — С. 18—22. Определение допустимых отношений радиусов статора пластинчатого насо9. Савин В. Ю.  са / В. Ю. Савин, Г. В. Волков, В. С. Малахов // Наука, техника и образование: электронный журнал. — 2017. — № 3 (14). — С. 38—42. 10. Савин Р. В. Выбор числа пластин в насосах двойного действия / Р. В. Савин, В. Ю. Савин // Наука, техника и образование: электронный журнал. — 2018. — № 4. — С. 6—13. 11. Борзов В. М. Идентификация параметров и расчет крутящего момента пластинчатого пневмомотора / В. М. Борзов, И. В. Ивлев // Технология машиностроения и материаловедение. — 2019. — № 3. — С. 10—14. 12. Kazama Toshiharu Vibration and temperature variation of the cam ring of a hydraulic vane pump associated with vane tip detachment) / Kazama Toshiharu // Journal of advanced mechanical design systems and manufacturing. — 2016. — 10 (9). — DOI: https://doi.org/10.1299/jamdsm.2016jamdsm0107 13. Башта Т. М. Объемные гидравлические приводы / Т. М. Башта, И. З. Зайченко, В. В. Ермаков, Е. М. Хаймович. — Москва : Машиностроение, 1979. — 628 с.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

14. Rundo M. Simulation of the Filling Capability in Vane Pumps / M. Rundo, G. Altare, P. Casoli // Energies. — 2019. — No. 2 (283). — DOI: https://doi.org/10.3390/en12020283 15. Зайченко И. З. Пластинчатые насосы и гидромоторы / И. З. Зайченко, Л. М. Мышлевский. — Москва : Машиностроение, 1970. — 229 с.

TO THE QUESTION OF REDUCING THE FORCE OF REACTIONS OPERATING ON THE VANE IN VANE PUMPS V. Y. Savin Associate Professor of Thermal Engines and Hydraulic Machines Department of Kaluga Branch of MGTU named after N. E. Bauman (National Research University), Cand. Tech. Sci. (Russia, Kaluga), savin. study@ yandex.ru Abstract. The absence of vanes unloading in high pressure vane pumps will cause significant wear on the stator and vanes. The vane unloading scheme determines the application scheme and the magnitude of the forces acting on the vane. The aim of the work is to reduce the reaction forces of the rotor groove walls and, accordingly, reduce the wear of such mating pump parts as the vane and rotor. An unloading scheme is proposed, which assumes the presence of two vanes in each rotor groove having beveled edges on the faces adjacent to the stator, and grooves, which form a hole, when pairing the vanes pair. The component of the pressure force on the beveled face Px act‑ ing perpendicular to the vane is involved in the formation of the reaction of the rotor groove wall and compensation of the distributed load from the side of the working chamber of the pump. Equations that determine the forces P1 и P2 and that arise as a result of the reaction of the rotor groove walls are developed. The calculation results showed a decrease in reaction forces in com‑ parison with the unloading scheme, which includes double-edged vanes. Keywords: vane pump, stator, stator profile curve, vane, vane unloading. REFERENCES 1. Isaev A. P. Hydraulics and hydromechanization of agricultural processes / A. P. Isaev, B. I. Sergeev, V. A. Didur. — Moscow : Agropromizdat, 1990. — 400 p. 2. Isupova I. V. Rotary vacuum pumps life extension / I. V. Isupova, I. G. Tsuber // Agricultural Innovation. — 2015. — No. 3. — P. 151—154. 3. Gavrilenko B. A. Hydraulic drive / B. A. Gavrilenko, V. A. Minin, S. N. Rozhdestvensky. — Moscow : Mechanical Engineering, 1968. — 502 p. 4. Goydo M. E. Design of hydraulic drives / M. E. Goydo. — Moscow : Mechanical Engineering, 2009. — 304 p. 5. Shcherbin V. D. On the issue of rotary-vane pump design optimization / V. D. Shcherbin, G. R. Samarina, S. A. Panasyan // Modern problems of machine theory. — 2016. — No. 4 (2). — P. 46—58. 6. Grinchar N. G. Basics of hydraulic machinery / N. G. Grinchar, N. A. Zaitseva. — Moscow : Educational and Methodological Center for Education in Railway Transport, 2016. — Part 1. — 444 p. 7. Fornarelli F. Investigation of a pressure compensated vane pump, Conference: / F. Fornarelli, A. Lippolis, P. Oresta. — 73rd Conference of the Italian-Thermal-Machines-Engineering-Association (ATI) Location. Pisa, Italy, Sep. 12—14, 2018. — DOI: https://doi.org/10.1016/j.egypro.2018.08.068 8. Savin V. Y. Research of suctions consumptions and injections vanes of the rotary vane pump / V. Y. Savin // Science, technology and education. — 2017. — No. 3. — P. 18—22. 9. Savin V. Y. Determination of allowable ratios of the stator radius of the rotary vane pump / V. Y. Savin, G. V. Volkov, V. S. Malakhov // Science, technology and education. — 2017. — 3. — P. 38—42. 10. Savin R. V. Selection of the plates number in double-acting pumps / R. V. Savin, V. Y. Savin // Science, technology and education. — 2018. — No. 4. — P. 6—13. 11. Borzov V. M. Mathematical modeling and vector identification of air vane / V. M. Borzov, I. V. Ivlev // Engineering Technology and Materials Science. — 2019. — No. 3. — P. 10—14. Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

НОВОСТИ РАПН

Operation processes mathematical modeling and development of contemporary pumps, turbines, hydromachines, hydraulic pneumatic units and based on power systems

12. Kazama Toshiharu Vibration and temperature variation of the cam ring of a hydraulic vane pump associated with vane tip detachment) / Kazama Toshiharu // Journal of advanced mechanical design systems and manufacturing. — 2016. — 10 (9). — DOI: https://doi.org/10.1299/jamdsm.2016jamdsm0107 13. Bashta T. M. Рositive-displacement hydraulic machinery / T. M. Bashta, I. Z. Zaichenko, V. V. Ermakov, E. M. Haimovich. — Moscow : Mashinostroenie, 1979. — 628 p. 14. Rundo M. Simulation of the Filling Capability in Vane Pumps / M. Rundo, G. Altare, P. Casoli // Energies. — 2019. — No. 2 (283). — DOI: https://doi.org/10.3390/en12020283 15. Zaichenko I. Z. Rotary vane pumps and hydraulic motors / I. Z. Zaichenko, L. M. Myshlevsky. — Moscow : Mechanical Engineering, 1970. — 229 p.

К СВЕДЕНИЮ АБИТУРИЕНТОВ

Федеральное

государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего профессионального образования

«ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ» Кафедра «Нефтегазовое оборудование и транспортировка» Осуществляет обучение студентов в соответствии с программой бакалавриата (полный курс обучения) для профиля подготовки «210301 Нефтегазовое дело» по направлению «Эксплуатация и обслуживание объектов транспорта и хранения нефти, газа и продуктов переработки». Объектами профессиональной деятельности выпускников являются: системы транспорта углеводородов, магистральные и промысловые трубопроводы, насосные и компрессорные станции, газо хранилища, нефтебазы и т. д. На кафедре осуществляется подготовка специалистов высшей квалификации в аспирантуре по специальностям: «Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты» и «Теплофизика и теоретическая теплотехника». С 2014 года осуществляются набор и обучение по программе прикладного бакалавриата. Контактная информация: г. Воронеж, ул. Плехановская, д. 11, ком. 109, тел.: +7 (473) 252-34-52 Адрес ВГТУ в Интернете: http://www.vorstu.ru

RPMA News

УДК 621.65

PCVEXPO НА СЛУЖБЕ РОССИИ. ОТКРЫТОЕ ПИСЬМО В. К. Караханьян Почетный президент РАПН, академик РИА и МИА, Заслуженный машиностроитель России, почетный член Исполкома EUROPUMP, д. т. н., профессор (Россия, г. Москва), office@rpma.org.ru История как наука наряду с ответом на естественную человеческую любознательность «как это было?» из массива событий прошлого как бы предлагает проанализировать возможность развития аналогичных или других событий в будущем. Под воздействием объективных и субъективных обстоятельств наш мир постоянно меняется, неизменными остаются лишь причинно-следственные связи происходящих событий. Поэтому, когда мы говорим, в частности, о микроскопической части этого мира, в нашем случае — о международной выставке «PCVEXPO. Насосы. Компрессоры. Арматура. Приводы и двигатели», представляется, что было бы правильным посмотреть на нее сегодня и особенно в будущем именно с этих позиций. Ее предмет уходит в глубь тысячелетий вместе с развитием человечества. Техническая революция, особенно XIX и XX веков, выдвинула его в число важнейших, определяющих прогресс в социальной сфере общества, энергетике, металлургии, транспорте, сельском хозяйстве, строительстве, химии, космонавтике, ВПК и другом. Актуальность наличия выставки по данной тематике бесспорна. Подтверждением этого является тот факт, что можно было бы отмечать не только 20-летие выставки PCVEXPO в 2021 г., а и 45-летие с момента первой в СССР крупнейшей международной выставки «Насосы и компрессоры — 75» в 2020 г. Именно чрезвычайная важность этого оборудования определила в условиях «железного занавеса» организацию такой выставки, которая собрала, наряду с советскими предприятиями, беспрецедентное количество крупнейших мировых компаний. Примечательно, что выставка проходила в Москве, в павильонах парка «Сокольники», где через 26 лет она возродилась под названием «Насосы. Компрессоры. Арматура — 2001», впоследствии придя к международному бренду PCVEXPO, включающему начальные буквы английского перевода этих слов.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Не менее примечательно, что волею судьбы сохранились и некоторые из ее организаторов и участников, в частности. Ваш покорный слуга, только защитившийся к. т. н., старший научный сотрудник головного института ВНИИГидромаш. В наши обязанности входило: анализ заявок на участие от зарубежных компаний, получаемых через Минхиммаш, и согласование соответствующих экспонатов; тематическая планировка экспозиции; работа в качестве стендиста на советской ее части; разработка маршрута и сопровождения правительственных и других VIP-делегаций; общение с западными компаниями и изучение представленных экспонатов; по завершению выставки — отчет о проделанной работе с приложением в виде плана мероприятий по внедрению лучшего из увиденного на выставке, с конкретными исполнителями и сроками внедрения. Советская часть экспозиции была представлена вполне достойно. Иностранная часть, в отличие от нашей, госпланово-специализированной, отличалась не только разнообразием фирм-производителей, но и высоким качеством стандартной рыночной продукции. Тем не менее взаимный интерес был огромен. После десятков лет отрывочных каталожных, проспектных и отдельных предметно-контактных сведений появилась возможность увидеть продукцию, потрогать ее руками, пообщаться с ее производителями. Именно с этого момента, как нам кажется, наши западные коллеги начали понимать, вследствие чего, несмотря на убогость бытового обеспечения общества, Советский Союз достиг паритета, а в ряде случаев — в ракетостроении, космонавтике, атомной энергетике — добился превосходства. Так или иначе, но именно после выставки началось широкомасштабное международное научно-техническое сотрудничество. В частности, ВНИИГидромаш стал сотрудничать с немецкими компаниями KSB и Gentil, с итальянским отделением американской компании Worthington. Мы начали разработку и серийное освоение на наших заводах по международному стандарту ISO 2858—75 самых массовых

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

НОВОСТИ РАПН

RPMA News

центробежных консольных насосов для водоснабжения и химии. Взаимные контакты и посещение технических центров и предприятий, даже при соблюдении сторонами режимов секретности ряда направлений, позволили сделать важный вывод: в области фундаментальной и отраслевой науки, в сфере высоких технологий, необходимых для создания оборудования военнопромышленного комплекса, мы с нашими западными партнерами находимся приблизительно на одном уровне за счет вложения и нами, и ими больших бюджетных средств. Что касается общепромышленного оборудования, то из-за наличия централизованной мобилизационной системы, необходимой в военное, но не менее эффективной в мирное время, наше оборудование по номенклатуре и качеству заметно уступает западному, произведенному в условиях свободного мирового рынка с его совокупными преимуществами и достижениями. Разумеется, как специалисты мы знали это и ранее, однако убедиться в этом окончательно, увидеть наши слабые места и попытаться частично устранить их помогла выставка в Сокольниках. В договорно-правовой практике, как известно, существует понятие «обстоятельства непреодолимой силы», к числу которых относятся военные действия, запретительные акты государственных органов, стихийные явления и прочее. Не углубляясь в анналы истории, скажем, что Россия с ее размерами, многообразием народонаселения, природными богатствами не раз погружалась вглубь этих «обстоятельств», иногда с национальной спецификой, «русским бунтом, бессмысленным и беспощадным». Оставляя историкам, политологам, экономистам анализировать события, происходившие в России, остановимся, по аспаде нашему мнению, на важнейших из них — р СССР и социалистического лагеря в целом. Масштабы разрушения экономики, потеря населения и территорий превзошли потери во Второй мировой войне. Распад страны на ряд независимых государств привел к разрушению промышленности, науки, образования, установившейся кооперации, варварской приватизации и рейдерству, многомесячным невыплатам заработной платы, остановкам предприятий, организованной преступности, обнищанию населения, хаосу. На рынке насосного оборудования импорт продукции с 4 % увеличился до 50 %. В 1991 г. по западному образцу была создана Российская ассоциация производителей насосов (РАПН), а уже

RPMA News

в 1992 г. она стала членом аналогичной европейской ассоциации EUROPUMP. Используя опыт европейской ассоциации, опираясь на наиболее передовых и активных руководителей насосных предприятий, РАПН делала все возможное для сохранения, поддержания и консолидации отрасли. Дефолт 1998 г., благодаря резкому падению курса рубля, стал началом снижения импорта продукции и роста экономики в целом. В 2001 г. руководство Выставочного комплекса «Сокольники» обратилось в РАПН с предложением создать выставку «Насосы. Компрессоры. Арматура». Помня успех выставки в 1975 г., трезво оценивая возможности того периода, мы общими усилиями с ассоциациями АСКОМП (компрессоры) и АСПН (арматура) решились на ее организацию. Сегодня трудно вспомнить, что в большей степени повлияло на создание выставки — прозорливость и интуиция молодого руководства ВК «Сокольники» или объективные экономические потребности государства, однако эффект от ее проведения превзошел наши ожидания. Участниками выставки стали ведущие российские предприятия, компании стран, входивших ранее в состав СССР, таких как Беларусь, Молдова, Украина, а также крупные иностранные фирмы. Сложилось ощущение общего праздника, где все участники — экспоненты и посетители — р адостно встретились друг с другом после разлуки. Приняв все это во внимание, организаторы пришли к решению о ежегодном проведении выставки. Основной идеей РАПН стало превращение выставки в главное отраслевой мероприятие года, где можно было бы обсуждать вопросы формирования насосного рынка, технического уровня продукции, метрологии, международного сотрудничества и др. Расширение и укрепление выставки шло параллельно с дальнейшим становлением и развитием РАПН как в России, так и на международном уровне. Выставка проводилась при официальной поддержке EUROPUMP, генеральный секретарь европейской ассоциации был постоянным участникам ее деловой программы. В рамках деловой программы РАПН организовывала научно-технические конференции и научно-практические семинары различной тематики, конкурсы на соискание национальной премии в области производства и обеспечения насосным оборудование «Живой поток», открытые общие собрания членов РАПН и другое, что действительно смогло превратить PCVEXPO в главное отраслевое мероприятие.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Мировой финансовый кризис 2008 г. замедлил рост экономики России, как и ее насосного сектора, однако за счет падения курса рубля к доллару увеличилась доля российских насосов в нем. Выставочная компания МВК после небольшого снижения к 2010 г. вернула свои показатели. Высокие темпы роста компании, устойчивость к внешним воздействиям, стабильный рейтинг привлекли внимание одной из крупнейших мировых выставочных компаний ITE, которая и приобрела МВК, а в ее составе — выставку PCVEXPO. Британские порядки работы нового собственника не всегда положительно воспринимались соорганизаторами, но сохранение прежнего руководства и менеджмента позволили выставке успешно развиваться вплоть до событий 2014 г. Не вдаваясь в их причины, отметим, что развернутая Западом санкционная война не могла не затормозить развитие российской экономики, однако в ряде случаев имела неоднозначные последствия: во‑первых, наконец, правительство РФ изменило отношение к Западу с либерального на прагматическое; во‑вторых, были введены ответные ограничительные меры на импорт товаров и услуг; в‑третьих, была создана программа импортозамещения и локализации производства в России. PCVEXPO, как индикатор состояния отрасли, чутко отреагировала на эти обстоятельства. При этом следует иметь в виду, что созидательные процессы, такие как импортозамещение и локализация, являются процессами инерционными, а отдача от санкционно-запретительных мер обретается быстро. Уход западных участников на всех уровнях — от традиционной поддержки EUROPUMP до участия таких западных ассоциаций, как VDMA и SEIR, экспонентов и посетителей — в короткий срок нанес ущерб выставке, ликвидировать который окончательно еще предстоит. Однако, как говорится, природа не терпит пустоты, поэтому освободившееся место с удовольствием заняли коллеги из Китая, изменив тем самым архитектуру выставки, что, в принципе, нарушило ее гармонию. Справедливости ради следует отметить, что не только внешние факторы повлияли на выставку. Обострились и без того натянутые отношения ассоциации арматуростроителей с руководством Московского отделения ITE, что привело к выходу НПАА из числа соорганизаторов. С уходом старого состава руководства прекратила свою деятельность (по причине своей слабой организованно-

сти, по нашему мнению) в качестве соорганизатора ассоциация компрессорщиков АСКОМП. Основным идеологом выставки PCVEXPO осталась РАПН, которая не только не покинула свои позиции, но и, напротив, укрепила их по всем направлениям, главными из которых стали импортозамещение и локализация производства насосного оборудования. Совместно с Минпромторгом России и Государственной думой ассоциация работает над созданием законодательной базы по формированию СПИКов (специальных инвестиционных контрактов). В результате этой деятельности свое производство в России открыла компания WILO, один из крупнейших мировых лидеров, расширяет производство и углубляет его локализацию компания Grundfos. Все они на сегодняшний день являются членами РАПН. АО «ТНН» в г. Челябинске создало производство насосов взамен украинских для стратегического направления — т ранспортировки нефти. В этой же сфере работает традиционный поставщик такого вида оборудования — группа компаний ГМС, переместив производство из Украины в г. Ливны. В области импортозамещения насосного оборудования для транспорта нефти, нефтепереработки и нефтехимии успешно работают АО «Гидрогаз», АО «Турбонасос», АО «ЭНА» и другие. Несмотря на западные санкции РАПН сохраняет полномасштабное сотрудничество с EUROPUMP, продолжая работы по энергоэффективности насосного оборудования, анализу его рынка, стандартизации. В 2017 г. в Санкт-Петербурге прошло заседание Исполкома EUROPUMP совместно с его технической комиссией и комиссией по стандартизации. Эта работа, особенно в течение последних лет, была предметом демонстрации на выставках PCVEXPO. Усилия РАПН по сохранению и развитию выставки, с одной стороны, потеря в качестве соорганизаторов НПАА и АСКОМП и уход западных экспонентов, с другой — привели к выделению из состава ITE компании MVK, включающей в себя ряд выставок, в том числе PCVEXPO. Первая совместная встреча руководителей и менеджмента MVK и PVCEXPO с РАПН показала: а) полное совпадение взглядов на развитие и совершенствование выставки PCVEXPO и сохранение ее роли главного отраслевого мероприятия;

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

НОВОСТИ РАПН

RPMA News

б) необходимость восстановить присутствие на выставке компрессорного и арматурного направлений как базовых, наряду с насосным, не ущемляя при этом роли важных комплектующих элементов — двигателей и приводов; в)  учитывая современные политические и экономические реалии, несомненно, отдавая предпочтение отечественным производителям оборудования, стремиться к сбалансированному присутствию на выставке, как и на рынке, западных и азиатских производителей; г) с целью максимального привлечения на выставку посетителей одновременно с PCVEXPO проводить в павильоне МВЦ «Крокус Экспо» ряд родственных промышленных выставок, таких как: Testing & Control (Испытательное и контрольно-измерительное оборудование), Heat & Power (Котельное, теплообменное оборудование и системы автономного водоснабжения), FastTec (Крепеж), NDT Russia (Оборудование для неразрушающего контроля и тех. диагностики), Power Electronics (Компоненты и системы силовой электроники), Expo Coating (Технологии, оборудование и материалы для обработки поверхности и нанесения покрытий), Industrial Robotics (Промышленная робототехника); д) принимая во внимание, что для организаторов выставки на первом месте стоит коммерческий интерес, а для соорганизаторов — идеологический посыл, способствующий наполнению рынка высококачественной продукцией путем согласования интересов производителей и потребителей, стороны готовы учитывать интересы друг друга. ’2019 подтвердила тверВыставка PCVEXPO дость намерений организаторов. При активном посредничестве РАПН вернулась в число соорганизаторов ассоциация НПАА, достигнута договоренность с Ассоциацией компрессорных заводов АКЗ (вместо АСКОМП). Успехи в области импортозамещения продемонстрировали Группа компаний ГМС, АО «Турбонасос», АО «ЭНА» и другие. Локализованные в России производства представили мировые лидеры — WILO и Grundfos. Компактно выгороженные конференц-залы вместимостью до 100 человек обеспечили выполнение обширной деловой программы. После завершения выставки MVK и РАПН обсудили ее результаты, в том числе недостатки, наметили пути их устранения. В этой связи хочется отметить, что не все зависит от организаторов, многое — от самих экспонентов.

RPMA News

50-летний опыт работы на российских и международных выставках Европы и Америки показал: Несмотря на все расширяющиеся ин1.  формационные возможности, выставки являются важнейшим элементом продвижения на рынке. 2. Крупнейшие компании (и не только они) из года в год занимают одни и те же экспозиционные места на выставке, например, на ACHEMA в Германии или Oil & Gas в США. 3. После завершения выставки следует проводить анализ и разрабатывать меры по повышению эффективности следующей выставки. 4. Экспоненты должны самостоятельно, параллельно с приглашениями о посещении выставки от организаторов, звать на свои стенды и в деловую программу клиентов, в которых они заинтересованы, устраивать презентации, брифинги, круглые столы и прочее. 5. Если компания уже понесла затраты на участие в выставке со стендом, ей следует принимать участие и в деловой программе, рекламируя свои достижения. 6. Общение с конкурентами на стендах и в деловой программе позволит нащупать их уязвимые места и выбрать правильное направление развития своей компании в будущем. 7. Каждый стендист должен составить для себя план — что, где и когда он должен сделать и что получить в результате. 8. На выставках должны работать энергичные и коммуникабельные специалисты, прошедшие подготовку в конструкторских, технологических и производственных подразделениях компании, что обеспечит их компетентность при работе в качестве стендистов. Если читатель посчитает эти соображения разумными, мы надеемся, что и наши экспоненты найдут повод взять на вооружение кое-что из перечисленного. В завершение этой статьи нам хочется вспомнить и поблагодарить сотни компаний-экспонентов и десятки тысяч посетителей наших выставок, которые своей совместной работой содействовали в непростых условиях сохранению и развитию нашей очень важной отрасли. Желаем выставке PCVEXPO и в дальнейшем оставаться действенным инструментом баланса интересов потребителей и производителей на всем евразийском пространстве — от Лиссабона до Хабаровска, используя преимущества и За-

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

пада, и Востока, но главное — приумножая свои собственные, российские. Приглашаем всех принять участие в предстоящей выставке в октябре 2020 г.: экспонентов, зарезервировав лучшие места для размещения

стендов, участников деловой программы и посетителей. До встречи в МВЦ «Крокус Экспо». С наилучшими пожеланиями, В. К. Караханьян

PCVEXPO PROVIDES SERVICES FOR RUSSIA. OPEN LETTER V. K. Karakhanyan Honorary President of the RPMA, Academician of RIA and MIA, Honored Engineer of the Russian Federation, Honorary Member of the Executive Committee of EUROPUMP, Dr. Tech. Sci., Professor (Russia, Moscow), office@rpma.org.ru

ПОДПИСКА – 2020

Проводится подписная кампания на журнал

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

ПРАВИЛА ОФОРМЛЕНИЯ И УСЛОВИЯ ПУБЛИКАЦИИ РУКОПИСЕЙ

Manuscript formatting requirements and terms of publishing

1. Журнал «Насосы. Турбины. Системы» публикует оригинальные статьи по проблемам разработки, производства и эксплуатации энергетических систем. Периодичность журнала — 4 номера в год. Подписной индекс по Объединенному каталогу «Пресса России» — 43739. 2. Рукописи статей рецензируются. Тематика предоставляемых статей должна соответствовать рубрикатору журнала: · информационно-аналитическая информация; · научные исследования и научно-технические разработки в области создания и применения инновационных технологий; · математическое моделирование рабочих процессов и проектирование современных насосов, турбин, гидромашин, гидропневмоагрегатов и энергосистем на их основе; · сертификация отраслевого оборудования; · научно-технические аспекты безопасности сложных технических систем; · интеллектуальная собственность. Предполагаемый раздел рубрикатора указывается авторами. 3. Статья должна содержать: · индекс УДК; · название (на русском и английском языках); · инициалы и фамилии авторов (на русском и английском языках); · сведения об авторах (ученая степень, ученое звание, должность, полное название организации, в которой выполнена работа, электронный адрес); · аннотацию (на русском и английском языках), которая должна в сжатой форме отражать содержание статьи. Логически аннотация, как и сам текст статьи, делится на три части — постановка задачи (состояние проблемы), результаты и выводы. Каждая из этих частей в краткой форме передает содержание соответствующих частей текста — введения, основного текста и выводов. Рекомендуемый объем аннотации — 10 строк, кегль шрифта — 14 pt; · ключевые слова (на русском и английском языках); · текст статьи; · список литературы. Заголовок статьи должен полностью отражать ее содержание, а основной текст желательно структурировать с использованием подзаголовков: Введение, Теоретический анализ, Методика, Экспериментальная часть, Результаты, Литература. Материалы статьи предоставляются в двух файлах форматов MS Word и Adobe PDF. Формат бумаги — А4 (книжный). Гарнитура — Times New Roman, кегль шрифта — 14 pt. Междустрочный интервал — одинарный. Поля — 25 мм со всех сторон. Текст форматируется в одну колонку без переносов. Объем рукописи статьи — 8—10 страниц. 4. Рисунки должны включаться в текст статьи только через меню «Вставка» → «Рисунок» → «Из файла». Рисунки могут быть цветными или черно-белыми, толщина линий не менее 0,5 pt. Размер рисунка не должен превышать 150×150 мм. Буквенные и цифровые обозначения на рисунках, вставленных в статью, по начертанию и размеру должны соответствовать обозначениям в тексте статьи. Все иллюстрации сопровождаются подрисуночными подписями, включающими в себя номер, название иллюстрации и при необходимости — условные обозначения. 5. Рисунки предоставляются также в отдельных файлах форматов .tif, .jpg, c разрешением 300 dpi. Подрисуночные подписи не должны содержаться в графических файлах. 6. Формулы должны выполняться только во встроенном редакторе формул MS Equation Editor. Формулы необходимо набирать прямым шрифтом (основной кегль — 14 pt) и нумеровать справа в круглых скобках. Длина формулы вместе с номером не должна превышать 80 мм. 7. Литературные ссылки по тексту статьи необходимо указывать в квадратных скобках, нумерация литературы должна быть произведена в порядке упоминания.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

Manuscript formatting requirements and terms of publishing

8. В отдельном файле должны содержаться сведения об авторах (анкета авторов публикации). 9. Файлы со статьей, сведениями об авторах и иллюстрациями должны быть помещены в архив (архиваторы WinZip, WinRar, 7-Zip с максимальной степенью сжатия) и отправлены на электронный адрес редакции. Письма, содержащие самораспаковывающиеся архивы, уничтожаются системой безопасности автоматически. Также автоматически удаляются письма с пустым телом. 10. Почтовым отправлением (только простой бандеролью) или в адрес редакции (394052, Воронеж, ул. Острогожская, 107) предоставляются: · анкета авторов публикации в твердой копии; · идентичный электронной версии отпечатанный экземпляр статьи (статья должна быть подписана авторами); · носители информации (CD, DVD, USB-флеш-накопители, облачные сервисы); · рисунки на отдельных листах (на обороте каждого листа указывается номер и название иллюстрации); · разрешение на публикацию (письмо или экспертное заключение о возможности открытого опубликования, заверенное печатью организации и подписью ответственного лица); · копия абонемента на журнал (если оформлена подписка). 11. Рукописи, в которых не соблюдены данные требования, не рассматриваются. Рукописи не возвращаются. 12. Редакция не берет на себя обязанность объяснять авторам нетехнические причины отклонения статей. С журналом сотрудничают высококвалифицированные рецензенты из ведущих научных центров России, и их заключение является определяющим для судьбы статьи. 13. Предпочтение в очередности публикации статей отдается авторам, оформившим подписку на журнал. 14. Авторский коллектив выкупает обязательный экземпляр журнала по цене 990 рублей за экземпляр (почтовая доставка обязательного авторского экземпляра журнала заказной бандеролью по адресу, указанному в анкете, включена в стоимость оргвзноса). Авторы имеют право заказать дополнительные экземпляры по указанной стоимости. 15. Заявки на публикацию статей представляются в редакцию по электронной почте jurnal@vmk-nts.ru. Анкета авторов публикации* 1 2 3 4 5 6 7 8 1…8 1…8 9 10 11 12

Фамилия, имя, отчество Ученая степень Ученое звание Должность Почтовый адрес (с индексом), телефон (с кодом города) Адрес электронной почты Полное название организации Подписной период (если оформлена подписка) Сведения о соавторе ……………………… Предполагаемый раздел рубрикатора Согласие на опубликование «за счет авторов» (с подписью авторов в твердой копии анкеты) Почтовый адрес (с индексом) рассылки обязательного экземпляра журнала Количество экземпляров, заказанных дополнительно

* Если статья представлена авторским коллективом, то пункты 1—8 повторяются и сведения приводятся о каждом соавторе.

Насосы. Турбины. Системы. №1(34)/2020 • Pumps. Turbines. Systems. No.1(34)/2020

УВАЖАЕМЫЕ КОЛЛЕГИ! Издательско-полиграфический центр «Научная книга» работает на рынке полиграфии более 15 лет. За это время наша компания зарекомендовала себя как профессиональное предприятие, способное с высоким качеством и в оптимальные сроки изготовить любую полиграфическую продукцию: книги различных форматов, листовки, буклеты, брошюры, календари, каталоги, справочники, открытки, грамоты, визитки, этикетки и т. д. Печатаем на офсетной, мелованной, самоклеящейся, этикеточной бумаге, картоне.

ОБОРУДОВАНИЕ Наша типография оснащена современными печатными машинами, используются только высококачественные расходные материалы, парк оборудования ориентирован на выпуск как единичных экземпляров полиграфической продукции, так и на многотиражное производство.

СТОИМОСТЬ Универсальность оборудования позволяет минимизировать затраты наших клиентов не за счет демпинговых цен, а за счет подбора оптимальной технологии производства той или иной продукции. Наши клиенты — как частные предприниматели с небольшими заказами, так и солидные предприятия, заказывающие у нас тысячные тиражи.

ДИЗАЙН У нас Вы можете заказать как печать по готовым макетам, так и разработку дизайна нашими сотрудниками.

ДОСТАВКА Готовый тираж можно получить в нашем офисе, либо, если необходимо, мы доставим его Вам.

ООО Издательско-полиграфический центр «Научная книга» 394018, г. Воронеж, ул. Никитинская, 38, 3-й этаж, оф. 308 Тел.: +7 (473) 200-81-02, 200-81-04 http://www.n-kniga.ru E-mail: zakaz@n-kniga.ru