Содержание к диссертации
Введение
1. Проблематика исследования 8
1.1. Особенности развития и проблемы создания ГТД 8
1.2. Конструктивно-технологические и функциональные особенности лопаток турбокомпрессора 15
1.3. Современные принципы проектирования ГТД 33
1.4. Место и роль испытаний в процессе создания лопаток ГТД 40
1.5. Цель и задачи исследования 47
2. STRONG Математические модели и расчетныеалгоритмы при проектировании 51
лопаток ГТД STRONG
2.1. Проектирование лопаток турбомашины на базе одномерной модели 51
2.2. Проектирование лопаток на базе полупространственной модели ... 67
2.2.1. Модель обобщенного плоского деформированного состояния лопатки 67
2.2.2.Алгоритм вычисления деформаций и напряжений 73
2.3. Трехмерные модели проектирования лопаток турбомашины 75
2.4. Анализ результатов расчетов лопатки по моделям различного уровня сложности 81
3. Исследование динамической нагруженности лопаток ГТД 87
3.1. Методы и средства испытаний 88
3.2. Методика определения погрешностей при стендовых испытаниях деталей ГТД ... 98
3.3 Влияние эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток 101
3.3.1 .Исследование автоколебаний рабочих лопаток КНД 101
3.3.2.Влияние условий входа на уровень переменных напряжений в КНД 107
3.4. Влияние конструктивно-технологических факторов на прочностные характеристики лопаток 114
3.4.1. Исследование и доводка перфорации над рабочей лопаткой 114
3.4.2. Влияния углов установки регулируемых направляющих аппаратов на вибронапряженность лопаток 115
3.4.3.Конструкционные материалы и особенности технологии лопаток 120
4. Проектирование и конструкторско- технологическая отработка бандажированых лопаток ГТД 133
Условия и характеристики сопряжения бандажных полок лопаток турбомашини 133
4.1.1.Влияние монтажного зазора на прочностные характеристики лопаток 133
4.1.2.Влияние положения контактных поверхностей бандажной полки на прочностные характеристики лопаток 140
Экспериментальная верификация расчетной модели 148
Организационно- методологическая структура проектирования лопаток ГТД 153
4.3.1 . Обобщенная структура проектирования турбомашини 153
4.3 2.Проектирование лопаток турбомашини в отделе прочности... 155
Экономический эффект оптимизации проектирования лопаток турбомашин 159
Основные результаты и выводы 164
Литература 168
- Место и роль испытаний в процессе создания лопаток ГТД
- Проектирование лопаток на базе полупространственной модели
- Методика определения погрешностей при стендовых испытаниях деталей ГТД
- Обобщенная структура проектирования турбомашини
Введение к работе
АКТУАЛЬНОСТЬ. В современных условиях развития газотурбинных двигателей и энергетических силовых установок, когда между предприятиями существует конкуренция и они вынуждены снижать серийность, расширять номенклатуру изделий, предлагать их различные модификации, требуется существенно сокращать сроки и повышать качество проектирования турбомашин.
Надежность и ресурс современных газотурбинных двигателей во многом определяется безотказностью лопаток турбокомпрессора. Высокая сложность комплекса эксплуатационных воздействий на лопатки, разнообразие их конструкции и динамика нагружения определяют необходимость учета большого числа факторов при проектировании и доводке лопаток. В связи с этим трудоемкость и продолжительность процесса создания ГТД в основном определяется затратами и длительностью проектирования и доводки лопаток турбокомпрессора.
В современных ГТД для лопаток с большой относительной высотой бандажная полка является важным конструктивным элементом, обеспечивающим необходимые аэродинамические, вибрационные (динамические) и прочностные характеристики. Величина монтажного зазора (или натяга) между контактными поверхностями бандажных полок соседних лопаток, в свою очередь, определяет не только удобство сборки рабочего колеса, но и работоспособность лопаток и, следовательно, всего ГТД в целом. Наиболее ответственным элементом бандажной полки является контактные поверхности. Положение контактных поверхностей в пространстве влияет на динамику и прочность лопаток неоднозначно и должно учитываться при их проектировании и доводке.
В настоящее время указанные проблемы и закономерности изменения параметров прочности в зависимости от конструктивно-технологических факторов и динамической нагруженности лопаток изучены недостаточно, что затрудняет создание моделей для исследования кинетики напряженно деформированного состояния бандажированных лопаток с большой относительной высотой, эксплуатирующихся на различных режимах.
На каждом этапе проектирования ГТД актуальны вопросы: -правильного выбора расчетных методов оценки параметров динамики и прочности;- определения необходимого объема работ, последовательности различных типов расчетов, согласованности действий с другими аспектами формирования облика лопатки (аэродинамика, охлаждение, конструкция); входящие в комплекс мероприятий по оптимизации процесса проектирования лопаток. Организационно методологическая оптимизация этих задач, опирающаяся на их формализованные решения позволит сократить время создания новых элементов газотурбинной установки и необходимые для этого человеческие ресурсы при одновременном повышении качества и надежности лопаток и, следовательно, всего ГТД в целом.
Высокая сложность функционирования и недостаточная изученность динамической нагруженности бандажированных лопаток с большой относительной высотой, а также необходимость развития методологии проектирования и доводки турбокомпрессора ГТД с широким использованием современных компьютерных технологий проектирования, определили актуальность исследований, направленных на совершенствование высокоинформативных методов и средств проектирования лопаток, а также посвященных развитию информационной базы для обоснованного выбора и прогнозирования их прочностных характеристик при проектировании и техническом обслуживании ГТД.
НАУЧНАЯ НОВИЗНА.
1.Разработана концепция создания и доводки ГТД включающая алгоритм оптимизации процесса проектирования лопаток турбокомпрессора. 2.Созданы модели и методики прогнозирования влияния конструктивно-технологических и эксплуатационных факторов на прочностные характеристики лопаток турбокомпрессора.
3.Создан комплекс методов и средств динамических испытаний ротора турбомашины и установлены характеристики динамической нагруженности лопаток турбокомпрессора в условиях эксплуатации ГТД. 4.0пределены закономерности влияния монтажного зазора и положения контактных поверхностей бандажных полок на кинетику напряженно деформированного состояния (НДС) лопаток с большой относительной высотой.
ДОСТОВЕРНОСТЬ РЕЗУЛЬТАТОВ.
Обоснованность и достоверность научных результатов, выводов и рекомендаций, сформулированных в диссертации, обеспечены применением: адекватного математического аппарата теории авиационных газотурбинных двигателей, апробированных методов технических измерений, совпадением результатов моделирования и экспериментальных данных.
ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ РАБОТЫ.
Результаты проведенных исследований являются научной базой для реализации эффективных моделей создания и эксплуатации ГТД. Разработанные методики и модели определения технического состояния, установленные закономерности изменения прочностных характеристик лопаток турбокомпрессора в зависимости от динамики нагружения и конструктивно-технологических факторов обеспечивают повышение надежности ГТД и сокращение затрат на их создание и обслуживание.
АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ.
Основные положения и результаты работы докладывались на Четвертом Международном Аэрокосмическом конгрессе 1АС*2003,2006, Международной научно-технической конференции "Авиация и космонавтика 2003", Международной молодежной научно-технической конференции «Гагаринские чтения» в 2005 году, Всероссийской научно-технической конференции «Новые материалы и технологии НМТ» в 2004-2005 годах.
ПУБЛИКАЦИИ.
По результатам диссертации опубликовано 11 печатных работ, приведенных в списке литературы в конце данной работы.
СТРУКТУРА И ОБЪЕМ РАБОТЫ.
Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов и содержит 176 страниц машинописного текста, 68 рисунков, 8 таблиц, список литературы 71 наименований.
Место и роль испытаний в процессе создания лопаток ГТД
В настоящее время с развитием авиационных двигателей (АД) и расширением функций летательных аппаратов проблема испытаний АД становится более острой и требует решения многих вопросов.
Несмотря на мощные математические методы в газовой динамике, прочности материалов, экспериментальные работы [16,17] по доводке и проверке создаваемых АД составляют основное по времени и стоимости содержание процесса создания двигателей. Одной из главных причин такого положения является недопустимость весовой и габаритной избыточности для двигателей как элементов летательного аппарата.
Усложнение двигателей и требований к ним, происходящее наряду с совершенствованием методов расчета и проектирования оказалось столь значительным, что задачи экспериментальной отработки так же существенно усложнились. В последние годы ряд подчас противоречивых факторов потребовал разработки новых средств и методов испытаний. Основными из этих факторов являются следующие: Конструктивное и параметрическое усложнение двигателей ТРДД увеличивают свои размеры и расход воздуха за счет применения винто-вентиляторов при сверхвысокой степени двухконтурности, при этом газогенераторная часть уменьшается. Характерной особенностью таких двигателей является разветвленная система охлаждения турбины, система регулирования радиальных зазоров в компрессоре и турбине.
Все это приводит к необходимости получать постоянно возрастающий объем информации, которая, в то же время, становится все более труднодоступной. Высокая надежность, большой ресурс АД
Ресурсы двигателя и его основных деталей относятся к числу важнейших показателей, определяющих его конкурентную способность. От правильного назначения ресурса зависит безопасность полетов, поэтому требования к подтверждению назначенных ресурсов регламентированы «Нормами летной годности». Эти вопросы должны рассматриваться в тесной связи с обеспечением надежности двигателя. Подтверждение ресурсов является одной из самых дорогостоящих процедур сертификации двигателя. От величины ресурса зависит стоимость эксплуатационных расходов.
Создание и развитие отраслевой базы прочности [18,19] позволило теоретически и экспериментально обосновать замену дорогостоящих длительных ресурсных испытаний и эквивалентно-циклических испытаний полноразмерных двигателей за полный ресурс на расчетно-экспериментальную оценку предельной долговечности основных деталей двигателя. При этом закладывается принцип допустимых повреждений, в основе которого было изучение кинетики роста трещин в конструкционных материалах и натурных деталях, что позволило научно обосновать назначение интервалов контроля деталей для безопасной эксплуатации двигателя и наиболее эффективных методов неразрушающего контроля. Защита окружающей среды
Защита окружающей среды потребовала новых методов испытаний по определению шума и выбросов вредных веществ. Потребовались и специальные меры и по охране окружающей среды от вредного воздействия самих испытательных установок и стендов [ 20,21]. Развитие международных связей Развитие международных связей в области авиадвигателестроения требует пересмотра процедуры и методов испытаний двигателей с целью $ приближения отечественных норм к международным. Требования экономии топливных и энергетических ресурсов
Актуальным является уменьшение удельного расхода топлива ГТД, это требует значительного увеличения степени повышения давления в компрессоре, для чего нужно увеличить газодинамическую нагрузку ступеней, снизить вторичные потери и потери в пограничном слое.
Достижение указанных требований возможного применением трехмерного л профилирования проточной части при снижении количества ступеней компрессора, что в свою очередь приводит к увеличению скорости вращения его рабочих колес.
Реализация высоких параметров компрессора достигается при высокой температуре газа на входе в турбину, для чего требуется разработать высокотемпературные основные камеры сгорания. Важным условием обеспечения надежности работы турбины при высоких температурах является совершенствование методов диагностики ее состояния. $ Компьютерное трехмерное математическое моделирование узлов и деталей двигателя и последующее проведение испытаний их уменьшенных и полноразмерных моделей существенно уменьшает стоимость и срок создания двигателя. Важным последовательным этапом в этом направлении является изготовление и испытание демонстрационных узлов и двигателя в целом.
Требование экономии энергетических ресурсов заставляет искать пути сокращения объема испытаний [ 22,23]. Величина и структура цены испытаний за последние 10 лет существенно изменились (рис. 1.11). При и этом почти в три раза возросла доля электроэнергии в структуре затрат.
Высокая энергоемкость, значительная стоимость и повышенная сложность технологических процессов испытательных стендов приводят к необходимости совершенствования экспериментальной базы с ее ориентацией на повышение информативности, снижение стоимости и сроков доводки двигателей.
Проектирование лопаток на базе полупространственной модели
Полупространственная модель позволяет учесть напряжения и деформации в плоскостях поперечных сечений лопатки.
Расчеты НДС проводятся с учетом упругих, пластических деформаций, деформаций ползучести и термических деформаций.
Модель напряжённо-деформируемого состояния основана на использовании гипотезы плоских сечений.
Направление оси Z совпадает с продольной осью лопатки, направления осей координат X и Y, в которых построены поперечные сечения лопатки, совпадают с направлениями осей координат двигателя (рис.2.4,2.5).
Задача сводится к определению компонент тензора деформаций єх,єу,єг,уху и напряжений о х,а У, У г,т ху в различных поперечных сечениях профильной части лопатки.
Здесь для каждого из выбранных для расчёта поперечных сечений используется соответствующая модель бесконечно длинного неравномерно нагретого полого цилиндра постоянного поперечного сечения (стержня), нагруженного по торцам центробежной силой Р и изгибающими моментами Мх, Му от газовых qx, qy и центробежных сил относительно координатных осей X, Y. Температурное поле Т и распределенные нагрузки qx, qy принимаются постоянными вдоль осевой линии стержня Z. При этих условиях напряжения и деформации в стержне также не изменяются вдоль оси Z, т.е. являются только функциями координат X, Y для заданного момента времени.
Расчет напряжений и деформаций в условиях обобщенного плоского деформированного состояния стержня сводится к совместному решению двух взаимосвязанных задач: задаче о растяжении и изгибе неравномерно нагретого стержня (стержневая задача) и задаче термоупругости о плоском деформированном состоянии (плоская задача). Стержневая задача.
Поскольку деформации и напряжения в стержне постоянны вдоль его оси Z, из условий совместности деформаций получаем: откуда вытекает линейная зависимость деформации є2 от координат X и Y: где :егъ,ку,кх - постоянные коэффициенты для каждого шага нагружения.
Это означает, что при деформировании лопатки ее поперечное сечение остается плоским, т.е. оказывается справедливой гипотеза плоских сечений. Коэффициент ez0 представляет собой относительное удлинение, а % коэффициенты ку,кх - кривизны упругой линии стержня Z, проходящей через начало выбранной системы координат X, Y для заданного поперечного сечения лопатки. Координаты X, Y могут быть выбраны произвольными, не обязательно совпадающими с главными центральными осями заданного поперечного сечения лопатки.
Используя соотношения термоупругости для напряжения sz и учитывая выражение (2.105), из уравнения равновесия для стержня F F F получим систему линейных алгебраических уравнений относительно неизвестных коэффициентов єі0,к ,кх: В этих уравнениях Е- модуль упругости, ц - коэффициент Пуассона, соответствующие осевому направлению Z стержня; F- площадь поперечного сечения стержня; %, yN - координаты точки приложения растягивающей силы Р;
Если коэффициенты єzQ,Ky,Kx определены из решения системы уравнений (2.28), то осевые деформации ez могут быть вычислены по формуле (2.25), а осевые напряжения az - по формуле (2.26). В этом случае предварительно должны быть вычислены напряжения стх, ау. - Плоская задача.
Для условия, что коэффициент Пуассона является постоянным для всех точек поперечного сечения стержня // = const можно принять ег = О и для определения напряжений ах,агу,тху и деформаций єх,єу,уху в лопатке можно воспользоваться решением задачи теории упругости о плоском деформированном состоянии єг=0, независимо от решения стержневой задачи.Для решения плоской задачи теории упругости можно использовать метод конечных элементов (МКЭ). Вариационное уравнение Лагранжа для этой задачи, используемое в МКЭ, имеет вид:
Методика определения погрешностей при стендовых испытаниях деталей ГТД
Отсутствие «идеальных» методов и средств измерения приводит к тому, что истинное значение измеряемой величины остается неизвестным.
Кроме функциональных связей, нужно учитывать и временные переходы, когда случайные погрешности трансформируются в систематические и наоборот [60,61].
Рассмотрим постановку задачи. В общем случае справедлива следующая запись: где: А- параметры двигателя, измеренные или приведенные к заданным полетным условиям; ш- градуировочные коэффициенты, используемые при вычислении А; х -переменные, используемые как при рабочих измерениях, так и при градуировке; у- переменные, используемые только при градуировке; z- переменные, используемые только при рабочих измерениях.
В этом случае проще всего определяются случайные погрешности величин А. Поскольку все погрешности градуировочных коэффициентов m "заморожены" и являются систематическими, то средняя квадратичная погрешность величин А формируется из случайных погрешностей величин XHZ:
Здесь под S(x,) понимаются средние квадратичные погрешности величин х, имеющие место при рабочих измерениях. Предельная случайная погрешность величин А определяется так: Систематические погрешности величин z, 0(z) используются, как обычно, в "чистом" виде, и их вклад в погрешность величин А определяется выражением В качестве систематических погрешностей величин у, используемых только при градуировке, определим как суммарные погрешности, состоящие из случайных погрешностей и систематических. где: S iyj) - оценка суммарного среднего квадратичного отклонения результата измерения где: в(у;) - систематическая погрешность величины у; S(yj) - оценка среднего квадратичного отклонения;
К- коэффициент, зависящий от соотношения случайной и систематической погрешностей. Случайные погрешности величин у, проявившиеся при градуировке, "замораживаются" и далее уже при рабочих измерениях выступают как часть систематической погрешности. С учетом зависимости (2) вклад величин у в систематическую погрешность параметров А будет: При рассмотрении влияния погрешностей величин х будем предполагать, что систематические погрешности величин x,9(xj) остаются такими же, как при градуировке и рабочих измерениях, тогда их вклад то есть их влияние сказывается непосредственно на параметры А через градуировочные коэффициенты тх.
Случайные погрешности величин х, имеющие место при градуировке, "замораживаются" и далее их следует рассматривать как систематические, имея в виду предел случайной погрешности, где: tn - коэффициент Стьюдента где: -означает, что погрешность сформировалась при градуировке. Учитывая все вышесказанное, в итоге систематическая погрешность величин А будет:
В начальный период поузловой доводки двигателя при определении на автономном стенде ЦИАМ характеристик компрессора низкого давления (КНД), лопатки которого были препарированы тензодатчиками, обнаружились "срывные" автоколебания рабочих лопаток I ступени. Автоколебания (АК) охватывали относительно широкий диапазон приведенных частот вращения ппр = 0,6 н- 0,85. При этом обработка результатов тензометрирования с использованием спектрального анализа показала, что автоколебания имели частоты, соответствующие второму семейству совместных колебаний лопаток в венце / = 760 - 860 Гц. Развитые автоколебания происходили с числом узловых диаметров 4 -т-8 при движении волны деформации в направлении вращения колеса [53,62,63,71]. Последнее обстоятельство стало в настоящее время для всех бандажированных колес диагностическим признаком автоколебаний.
Были определены граница зоны этих автоколебаний, влияние на нее угла а.\ установки лопаток регулируемого входного направляющего аппарата (ВНА) и давления рв на входе в компрессор (рис.3.И).
Прикрытие ВПА уменьшает зону автоколебаний, увеличение давления на входе расширяет ее, однако сместить эту зону поворота ВНА за линию рабочих режимов компрессора с необходимыми запасами по коэффициенту режима не удалось.
Картина повторилась при стендовых испытаниях первых экземпляров двигателей при атмосферных условиях на входе и углах установки регулируемого ВНА, соответствующих исходной программе регулирования «i=/(wi„J (рис.3.12) : на частотах вращения ротора КНД п = 60 - - 85% наблюдались автоколебания рабочих лопаток ступени КНД с уровнем переменных напряжений
Диапазон частот вращения зависел от углов щ установки ВНА: при отклонении а\ от программы регулирования на закрытие указанный диапазон ппр сужался и наоборот. С учетом испытаний КНД на учитывая, что с ростом давления на входе в КНД зона автоколебаний рабочих лопаток 1 ступени КНД расширяется, был предложен ряд мер по повышению устойчивости к автоколебаниям с экспериментальной проверкой их эффективности [54,64-66,71].
На автономном КНД было исследовано влияние неравномерной установки по углам лопаток ВНА ("разноуголицы") на возникновение автоколебаний. Было исследовано влияние одной зоны из 5 лопаток, прикрытых на угол -10 по отношению к остальным лопаткам, а затем влияние двух зон диаметрально противоположно расположенных по 4 лопатки, прикрыты на те же -10. В обоих случаях "разноуголица" усиливала общую неравномерность потока, от которой на лопатках рабочего колеса I ступени наблюдались резонансы 4-8 гармоник.
Совместно с ЦИАМ впервые на натурном КНД проведено с использованием спектрального анализа экспериментальное исследование взаимовлияния резонансных колебаний и автоколебаний [62]. Получено, что при совпадении К-й гармоники частоты вращения с частотой, возбуждаемой при автоколебаниях формы, имеющей К узловых диаметров, резонанс подавляет автоколебания, так как возбуждает волну деформации, которая движется против вращения. Однако вследствие того, что при автоколебаниях бандажированных лопаток возбуждаются, как правило, сразу несколько рядом стоящих по частоте форм, то подавление одной из них практически не сказывается на границе возникновения автоколебаний даже при данных конкретных частотах вращения.
Обобщенная структура проектирования турбомашини
Проектное время создания любой новой турбомашины делится на основные фазы (этапы) инженерно-конструкторской работы: 1. Изучение возможности создания изделия в соответствии с требованиями Технического Задания; 2. Концептуальная фаза; 3. Фаза конструирования; 4. Экспериментальные работы и/или данные эксплуатации и верификация по ним расчетных данных; 5. Защита Проекта и работа по корректировке. Процедура проектирования турбомашины представлена [70] и на рис.4.16. На каждом этапе применяется свой арсенал расчетов. Лопатки (в том числе и охлаждаемые) турбин работают в условиях агрессивных сред при нагружении их центробежными и газовыми силами при высоких температурах на стационарных и нестационарных режимах. Расчёты напряжённо-деформированного состояния (НДС) и прочности таких лопаток необходимо проводить с учётом деформаций упругости, пластичности, ползучести и температурных деформаций, а также с учётом изменения свойств жаропрочных сплавов, из которых изготовлены лопатки, в неравномерном поле температур. Для расчётов на прочность лопаток ГТД при проектировании и доводки используются модели различных уровней. На начальных этапах проектирования облик лопатки определяется многочисленными расчётами на основных режимах работы двигателя с помощью модели первого уровня - стержневая модель, позволяющая определить одномерное упруго-пластическое НДС в направлении действия центробежных сил. Расчёты по критериям статической прочности и циклической долговечности при учёте многорежимности работы двигателя позволяют сделать вывод о целесообразности дальнейшего проектирования и выявить наиболее "опасные" с точки зрения прочности режимы работы лопатки.
Для уточнения НДС в наиболее напряженных зонах лопатки применяются модели более высокого уровня. Полупространственная модель позволяет учесть напряжения и деформации в плоскостях поперечных сечений лопатки.
Трёхмерная модель, использующая объёмные конечные элементы, даёт возможность более точно моделировать особенности конструкции лопаток турбин. Это особенно важно для конструкций сложной конфигурации, для областей с отверстиями, углами и т.д. Трехмерная модель позволяет получать полный тензор напряжений и деформаций. Однако, с возрастанием уровня модели многократно возрастает трудоёмкость её создания и время вычислительных процессов.
И так, на каждом этапе в зависимости от его целей применяются свои наборы методов и объемов расчетов на динамику и прочность.
На первом этапе изучения возможности выполнения требований Заказчика применяются упрощенные методы расчетов, основанные как правило на стержневых одномерных ID моделях.
При положительном решении о возможности выполнения проекта приступают ко второму этапу, а именно к проработке возможных вариантов, концептуальных конструкций и схем и выбора окончательного варианта. Уже на этой стадии необходимо применять весь арсенал методов расчетов, построенных на одномерных ID стержневых, квази-трехмерных Q3D и трехмерных 3D конечно-элементных моделях в зависимости от конструкций конкретных лопаток.
Так, например, для оценки динамики и статической прочности и сравнения нескольких вариантов неохлаждаемых лопаток с заметной относительной высотой (отношение высоты профиля к хорде h=h/b 1.5) может быть достаточно ID расчетов. Но для аналогичных оценок и сравнений широкохордных лопаток (с малой относительной высотой h=h/b 1.0) необходимо применять дополнительно 3D расчеты. Или для оценки и сравнения напряженно-деформированного состояния и малоцикловой усталости (МЦУ) средних сечений профилей охлаждаемых лопаток может быть достаточно ID и Q3D расчетов. Но для оценки состояния переходных зон, например, щель в выходной кромке для выпуска охлаждающего воздуха в переходной зоне от профиля к платформе хвостовика, необходимо применять дополнительно 3D расчеты.
На третьем этапе детально прорабатывается выбранный окончательно вариант каждого лопаточного венца. Также как на втором, концептуальном, этапе, здесь применяются ID, Q3D и 3D расчеты, но удельный объем трехмерных 3D расчетов становится несоизмеримо выше остальных.
Четвертый и пятый этапы проектирования турбомашины могут иногда меняться местами или протекать на каком-то отрезке времени одновременно. На четвертом этапе анализируются результаты экспериментов, обобщается опыт эксплуатации и затем полученный материал сопоставляется с расчетными данными тем самым выполняя верификацию последних. Причем некоторые параметры можно сопоставить до начала эксплуатации изделия, например, уровень собственных частот колебаний лопаток на вибростенде, в разгонной яме в составе ротора, в составе всей турбомашины на рабочих режимах. Другие же параметры можно сопоставить только по результатам измерений после длительной эксплуатации изделия, например, деформации/перемещения ползучести.
При необходимости, на этом этапе проводятся уточняющие расчеты, например, определяется новое число циклов до образования трещины (МЦУ) в соответствии с реально полученными стартовыми характеристиками. На пятом этапе при необходимости проводятся различные виды расчетов в соответствии для корректировки конструкции по результатам защиты проекта.
Из представленного в данной главе обзора видно, что из всех этапов проектирования турбомашины первые три этапа являются полем, где оптимизация выбора методов и последовательности расчетов даст наибольший эффект в сокращении времени проектирования и в снижении себестоимости работ.
