Оптимізація лопатки компресора

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ, МОЛОДІ ТА СПОРТУ УКРАЇНИ Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського

«Харківський авіаційний інститут»

Кафедра конструкції авіаційних двигунів Оптимізація лопатки компресора Пояснювальна записка до курсового проекту з дисципліни «Комп'ютерні-інтегровані системи проектування»

Зміст лопатка компресор газодинаміка оптимізація

Вступ

1. Постановка задачі

2. Схема розрахунку, припущення при розрахунку

3. Геометрична модель

4. Модель матеріалу

5. Розрахунок граничних умов

6. Результати розрахунку

6.1 Газодинамічна оптимізація

6.2 Оптимізація за показниками міцності

Висновок

Список використаної літератури

Вступ Оптимізація робочої лопатки компресора є однією з найактуальніших задач при проектуванні ГТД (газотурбінних двигунів), так як впливає на довершеність його газодинамічних параметрів та параметрів міцності. На сьогоднішній день існує велика кількість спеціалізованих програм, що дозволяють проводити оптимізацію по різноманітним критеріям в 2-D і 3-D постановках, серед них виокремлюється програмний комплекс ANSYS. Цей комплекс дозволяє оптимізувати лопатку по газодинамічним показникам і по показникам міцності, а також надає можливість виконати односторонній та двосторонній FSI аналізи.

Використання FSI підходу при проектуванні сучасних ГТД необхідно для отримання точного розв’язку складних фізичних явищ, таких як деформація пера лопатки від дії відцентрових сил, газодинамічних навантажень, температур, а також зміну обтікання профілю, що викликана деформацією лопатки від навантажень і коливань.

1. Постановка задачі

Мета дослідження — оптимізація лопатки компресора по газодинамічним показникам і показникам міцності, з використанням односторонньої передачі даних. Ціль дослідження — отримати для робочого колеса першого ступеня компресора низького тиску турбогвинтовентиляторного двигуна найвищий ККД, оптимальний степінь підвищення тиску і найменші напруження. Ціль дослідження була поставлена керуючись основними тенденціями розвитку газогенераторів сучасних ГТД [1]:

збільшення аеродинамічного навантаження ступенів компресора та турбіни для зменшення кількості ступенів газогенератора і відповідного зниження собівартості виробництва та ремонту;

зменшення розміру газогенератора для ГТД фіксованої тяги (потужності) в зв’язку з загальною тенденцією підвищення температури газу перед турбіною і степеня двоконтурності (для цивільних ТРДД);

застосування передових технологій: робочих коліс типу «blisk» та «bling» в компресорі;

Необхідно відмітити, що зменшення кількості ступенів газогенератора є найбільш актуальним для авіаційних ГТД — в першу чергу для бойових ТРДДФ, так як підвищується компактність і знижується маса. Також це дуже важливо для двигунів регіональних і ближньомагістральних літаків. Для них зниження закупівельної ціни, вартості ремонту і обслуговування має значний вплив на зниження прямих експлуатаційних витрат, ніж економічність двигуна. Послідовність розв’язку задачі наступна — створення параметричної моделі лопатки першого ступеня КНТ (компресора низького тиску) ТГВД (турбогвинтовентиляторного двигуна), потім оптимізація по газодинамічним показникам, вибір оптимальної моделі і передача газодинамічних і температурних навантажень до модуля структурного аналізу, оптимізація по найменшим напруження.

2. Схема розрахунку, припущення при розрахунку Розрахунок проводиться в програмному комплексі ANSYS в модулі Workbench, схема розрахунку представлена на мал. Мал. 2.1, його структура наступна:

блок, А — геометрична модель;

блок В — сітка газодинамічної частини;

блок С — обчислювальний модуль ANSYS CFX;

блок D — обчислювальний модуль Static Structural, який включає в себе модель матеріалу та сітку для моноколеса;

блок Е — газодинамічна оптимізація;

блок F — оптимізація напружено-деформованого стану за допомогою зміни відносної товщини лопатки;

блок G — оптимізація напружено-деформованого стану за допомогою виносу центрів ваги поперечних перерізів лопатки;

блок H — оптимізація напружено-деформованого стану за допомогою зміни радіусу галтелі.

Схема навантаження приведена на мал. Мал. 2.2.

При розрахунку були зроблені наступні припущення:

розраховується 1/21 частина (сектор) моноколеса;

нехтуємо отворами під болти;

нехтуємо перетіканням газу в радіальному зазорі;

нехтуємо галтеллю при газодинамічній оптимізації;

при передачі газодинамічних навантажень з CFD до структурного аналізу відбувається апроксимація так як сітки не є конформними.

Мал. 2.1 — Схема розрахунку проекту

Мал. 2.2 — схема навантаження моделі

3. Геометрична модель За основу для створення геометричної моделі пера лопатки було взято стандартний профіль А-40, на основі даних в CAD пакеті SolidWorks за допомогою рівнянь було побудовано параметричну геометрію профілю.

Перо лопатки будується по п’ятьом перерізам, кожен з перерізів має керуючі розміри від яких залежать всі інші. Керуючими розмірами є:

— хорда профілю;

— відносна товщина профілю;

— кут входу потоку;

— кут виходу потоку;

— кут атаки;

— відносний прогин середньої лінії профілю.

Мал. 3.2 — Сектор моноколеса

Проточна частина лопатки була створена за допомогою програмного комплексу ANSYS і представлена на мал. Мал. 3.3.

Мал. 3.3 — Проточна частина Сітка скінчених елементів для моноколеса побудована в ANSYS Mesh, вона складається з 120 000 тетраедрів, має згущення в районі галтелі (місце максимальних напружень) та на маточині диска. На поверхнях циклічної періодичності сітка є конформною. Сітка моноколеса показана на мал. Мал. 3.4.

Мал. 3.4 — Сітка моноколеса Сітка скінчених елементів для проточної частини побудована в ANSYS TurboGrid за допомогою методу ATM Optimize, вона складається з 125 000 високоякісних гексаедричних елементів, має згущення поблизу пера лопатки, верхньої і нижньої стінок каналу для моделювання турбулентності. На поверхнях циклічної періодичності сітка є конформною. Сітка проточної частини показана на мал. Мал. 3.5.

Мал. 3.5 — Сітка для проточної частини

4. Модель матеріалу В якості матеріалу для моделі моноколеса вибрано титановий сплав ВТ8 ГОСТ 19 807–91.

Матеріал володіє наступними властивостями:

густина — ;

модуль Юнга — ;

коефіцієнт Пуассона — ;

температурний коефіцієнт лінійного розширення — ;

теплопровідність — ;

питома теплоємність — .

Вибраний матеріал володіє ортотропними властивостями, а сама деталь працює в зоні пружності, тобто пластичні деформації відсутні.

В якості матеріалу для моделі проточної частини вибрано ідеальний газ при температурі .

5. Розрахунок граничних умов Граничними умовами для розрахунку є данні, що отримані з [4]:

повний тиск на вході в робоче колесо (РК)

статичний тиск на виході з РК

швидкість обертання КНТ

Значення радіусів перерізів та змінюваних параметрів та їх межі представлені в таблиці 5.1.

Таблиця 5.1 — Граничні умови

6. Результати розрахунку

6.1 Газодинамічна оптимізація Розрахунок газодинаміки робочого колеса проводився в програмі ANSYS CFX, основним параметром оптимізації був механічний коефіцієнт корисної дії (ККД) робочого колеса, окрім нього враховувавсь і ступінь збільшення тиску.

Для проведення оптимізації використано програму Goal Driven Optimization, основним параметром оптимізації як згадувалось вище є механічний ККД, менш важливим ступінь збільшення тиску. Оптимізація проводилась в автоматичному режимі в результаті чого програма створила 289 розрахункових точок із яких в таблиці Таблиця 6.1 представлені мінімальні і максимальні, а також початкове і оптимальне значення шуканих параметрів.

Таблиця 6.1 — Розрахункові точки

Як видно з таблиці Таблиця 6.1 максимальний ККД запропонований програмою складає 0,852, що є дуже малим значенням для сучасних робочих коліс компресорів, тому довелось скористатись ручним режимом побудови графіків типу «Павутина». Графіки з максимальними значеннями шуканих параметрів представлені на мал. Мал. 6.1

Мал. 6.1 — Значення шуканих параметрів За допомогою ручного режиму оптимізації значення прогнозованого ККД РК виросло до 0,982, що відповідає всім сучасним вимогам до РК КНТ, значення прогнозованих параметрів занесене до таблиці Таблиця 6.1 в стовпець 9. Вплив вхідних параметрів на шукані показано на мал. Мал. 6.2, він показує як на шуканий параметр впливає зміна вхідного параметра, а саме відображає в якому напрямку змінювати параметр збільшувати (додатній напрямок стовпця на діаграмі) чи зменшувати (від'ємний напрямок стовпця на діаграмі), діаграма показує не тільки як змінювати параметр, але і в якій мірі вхідний параметр впливає на шуканий.

Мал. 6.2 — Діаграма залежності шуканих параметрів від вхідних В результаті перевірочного розрахунку даних із стовпця 9 таблиці Таблиця 6.1 отримано наступні значення шуканих параметрів:

Картина розподілу параметрів по перу лопатки приведені на рисунках Мал. 6.3…Мал. 6.10

Мал. 6.3 — Картина розподілу тиску по спинці лопатки Мал. 6.4 — Картина розподілу тиску по кориту лопатки Мал. 6.5 — Картина розподілу тиску на середньому радіусі лопатки Мал. 6.6 — Векторна картина розподілу швидкості на середньому радіусі лопатки Мал. 6.7 — Векторна картина розподілу швидкості на середньому радіусі в носку лопатки Мал. 6.8 — Векторна картина розподілу швидкості на середньому радіусі на виході з лопатки Мал. 6.9 — Розподіл тиску вздовж пера лопатки Мал. 6.10 — Розподіл середнього значення тиску вздовж каналу Підсумовуючи результати газодинамічної оптимізації можна сказати, що вдалось збільшити механічний ККД робочого колеса на 15% в порівнянні з початковим варіантом. Збільшення ККД відбувалось за рахунок зміни кутів установки профілю, і за рахунок зміни лопаточних кутів і. В результаті газодинамічної оптимізації робоче колесо стало відповідати всім сучасним вимогам які висуваються до нього.

6.2 Оптимізація за показниками міцності

Розрахунок на міцність робочого колеса проводився в програмі ANSYS на платформі Workbench в модулі Static Structural, основним параметром оптимізації були найменші напруження робочого колеса, окрім них враховувались і деформації загальні і радіальні.

Для проведення оптимізації використано програму Goal Driven Optimization, основним параметром оптимізації як згадувалось вище є найменші напруження, менш важливим радіальні деформації. Оптимізація проводилась в автоматичному режимі.

Керуючими параметрами для оптимізації виступають:

— максимальна відносна товщина перерізу;

— радіус галтелі;

винесення центрів ваги перерізів.

Шуканими параметрами для оптимізації є:

мінімальні напруження;

мінімальні загальні деформації;

мінімальні радіальні деформації.

Першим кроком оптимізації за показником міцності є дослідження впливу зміни радіуса галтелі на напруження в кореневому перерізі під дією лише відцентрових сил. Для дослідження було вибрано межі галтелі 1…6,5 мм, розрахунковими радіусами були 1 мм; 2,5 мм; 4 мм; 5,5 мм; 6,5 мм. В результаті розрахунку ми отримали залежність напружень від розміру галтелі яка зображена на мал. Мал. 6.11.

Мал. 6.11 — Залежність напружень від розміру галтелі

З мал. Мал. 6.11 видно, що на даній лопатці галтель відіграє важливу роль в зменшенні максимальних напружень. Радіус галтелі доцільно збільшувати до 4 мм далі збільшення радіусу не призводить до значного зменшення максимальних напружень, а призведе лиш до погіршення газодинамічних показників профілю. Таким чином в якості оптимального розміру галтелі обрано 4 мм.

Другим кроком є оптимізація за допомогою зміни відносної максимальної товщини профілю під дією лише відцентрових сил. Початкові та граничні умови відносних товщин наведені в таблиці Таблиця 5.1. Оптимізація проводиться з постійним радіусом галтелі, який було обрано в попередньому кроці.

В результаті оптимізації за рахунок зміни відносної максимальної товщини перерізу вдалось зменшити максимальні напруження на 12% від 592МПа до 527МПа, при цьому радіальні деформації зменшились на 6%, але в кількісному еквіваленті їх зменшення є невеликим від 0,5565 мм до 0,5271 мм, а загальні деформації зросли на 19%, в кількісному еквіваленті це відповідно від 0,8655 мм до 1,0769 мм, така зміна для даного РК є мало важливою.

Оптимальним варіантом виявився профіль з наступними максимальними відносними товщинами:

Третім кроком є навантаження оптимізованого у попередніх кроках профілю як газодинамічними силами так і відцентровими. В результаті сумісного навантаження максимальні напруження виросли до 571МПа, а загальні деформації збільшились на 83% відсотки і склали 1,971 мм такий ріст загальних деформацій зумовлений великою довжиною лопатки, радіальні ж деформації залишились практично незмінними.

Четвертим кроком є зменшення максимальних напружень за рахунок компенсації газових сил відцентровими, тобто виносом центрів ваги перерізів. Перерізи було винесено в окружному напрямку на 2% від висоти їх розташування. В результаті виконаних дій максимальні напруження було зменшено до 534,79МПа. Епюри напружень та деформацій приведені на рисунках Мал. 6.12 … Мал. 6.15, прозорим на епюрах деформацій показана недеформована форма, деформації представлені збільшеними в 27 разів за рекомендацією програми.

Мал. 6.12 — Картина напружень на лопатці

Мал. 6.13 — Картина напружень на диску Мал. 6.14 — Загальні деформації

Мал. 6.15 — Радіальні деформації

Максимальні напруження розташовані в кореневій частині лопатки на галтелі, це пояснюється тим, що вони виникають в результаті дії відцентрових та газових сил, як видно з мал. Мал. 6.14 лопатка сприймає навантаження розтягнення, кручення та згину.

П’ятий крок собою представляє газодинамічний розрахунок оптимізованої геометрії, в результаті отримано остаточні значення ККД та ступенів збільшення тиску

Висновок В результаті виконано оптимізації поставлена мета була повністю досягнута.

Ми бачимо, що при газодинамічній оптимізації отримано максимальний ККД, а при оптимізації по найменшим максимальним напруженням вони дорівнюють, при співставленні результатів двох оптимізацій ми отримали значно більші напруження, поява цих напружень пояснюється великою довжиною лопатки, внаслідок чого на неї починають діяти великі напруження згину від газодинамічних сил. Для компенсації газових сил відцентровими було зроблено винесення центрів ваги перерізів в окружному напрямку на 2% від висоти їх розташування. В результаті ми отримали остаточні зменшення максимальних напружень які на 6,8% менші ніж ті які були до виносу центрів ваги.

Механічний ККД за рахунок газодинамічної оптимізації вдалось збільшити аж на 15% в порівнянні з початковим варіантом від до, але при співставленні результатів оптимізацій ми отримали його дещо меншим. Зменшення ККД на 1,9% компенсується зменшенням максимальних напружень на 10,7% від до .

Можна зробити висновок, що тривимірна оптимізація приносить значний приріст в ККД і також дозволяє зменшити максимальні напруження, що є актуальним при проектуванні сучасних компресорів ГТД.

Список використаної літератури Иноземцев А. А., Сандрацкий В. Л. Газотурбинные двигатели: Уч. пособ. — Пермь: ОАО «Авиадвигатель», 2006. — С. 101−103.

Незым В.Ю., Расчет и построение решеток профилей дозвукового осевого компрессора: Учебное пособие — Х.: Харьк. авиац. ин-т, 1988 — 41 с.

Бруяка В.А., Инженерный анализ в ANSYS Workbench: Учеб. пособ. / В. А. Бруяка, В. Г. Фокин, Е. А. Солдусова, Н. А. Глазунова, И. Е. Адеянов. — Самара: Самар. гос. техн. ун-т, 2010. — 271с.:ил.

Бережний М.І. Пояснювальна записка до випускної роботи бакалавра, ХАІ.203.242.11 В.100 117.09002222, Випускна робота бакалавра. / Харків НАУ «ХАІ» ім. М.Є. Жуковського. — 2011. — 90с.

Скубачевский Г. С. «Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей» / Г. С. Скубачевский. — М.: «Машинострое-ние», 1981. — 550 с.

www.