Analysis of Geared Turbofan Engine Transmission on Operational and Breakdown Overloads


Cite item

Abstract

Investigation of double-circuit geared turbofan engine (GTF) transmission dynamics for flight cycle loads was carried out. Flight cycle loads taking into account overloads at evolutions. Comparative analysis for response of engine models without load reduction device and with load reduction device fracture on fan blade fracture is performed. As basic GTF assembly the assembly presented in most of opensources is taken. For investigation the beam and solid models were developed. Both models contain of fan rotor, gear and low pressure rotor. Special finite element are used in beam model for simulation of stiffness characteristics of complex geometry rotor elements. Stiffness characteristics of beam model are verified with assistance of solid model.

Full Text

Введение Существующая тенденция к ужесточению требований по топливной экономичности и шумовым характеристикам двухконтурных турбореактивных двигателей (ТРДД), напрямую связанная с увеличением количества пассажирских и грузовых перевозок воздушным транс- портом, требует пересмотра серии концептуальных решений в части компоновки двигателя с целью добиться желаемых параметров по снижению выбросов в атмосферу и шумового воз- действия [1, 2]. Данные требования касаются в том числе и двигателей большой тяги для дальнемагистральных пассажирских и грузовых самолетов. В соответствии с современными требованиями двигатель большой тяги должен обеспечивать допускаемый уровень шума в соответствии с нормами ИКАО, удовлетворять требованиям по уровню эмиссии NOx и CO2, иметь низкий удельный расход топлива наряду с оптимальным весом и себестоимостью про- изводства и обслуживания. Одним из концептуальных решений по улучшению характери- стик ТРДД с учетом имеющихся в настоящее время технологий является установка редукто- ра между ротором вентилятора и ротором низкого давления (РНД). Основная цель примене- ния редукторного привода вентилятора заключается в увеличении степени двухконтурности двигателя за счет возможности вращения вентилятора и РНД с разными частотами вращения, что приведет к увеличению тяги, снижению расхода и улучшению шумовых характеристик двигателя [1, 3]. В силовой схеме ТРДД с редукторным приводом по сравнению с традиционной схемой изменяются характеристики системы «ротор - опоры - корпус». Основное изменение вызва- но включением редуктора в силовую схему ТРДД. Это приводит к тому, что ротор вентиля- тора перестает быть жестко связанным с РНД и силовая схема двигателя в зоне установки редуктора и опирания вала вентилятора существенно изменяется. В рамках проработки кон- струкций ТРДД с редукторным приводом актуальным становится создание моделей силовой схемы двигателя, описывающих взаимодействие системы «ротор - опоры - корпус» при ста- ционарных и динамических воздействиях. Работы, представленные в открытых источниках, посвящены концептуальной проработке узлов ТРДД с редукторным приводом и не затраги- вают проблем конструктивной проработки двигателя [1-5]. Вопросы установки редуктора, его конструкция и условия опирания, а также конструкция опоры ротора вентилятора в от- крытых источниках не обсуждаются. При этом установка редуктора предполагает, что ротор вентилятора и РНД участвуют в зубчатом зацеплении, которое определяет характер нагру- зок, приходящих на данные валы. Очевидно, что наряду с изменениями в конструкциях опор РНД и ротора вентилятора, их связь через редуктор вносит определенные особенности в ди- намику системы. Информация по различным конструкциям силовой схемы ТРДД с редук- торным приводом представлена в [6-10]. Особенность ТРДД с редукторным приводом вентилятора заключается в том, что ротор вентилятора имеет две опоры и связан с РНД только через редуктор, с которого вращение, в свою очередь, передается через шлицевое соединение (рисунок 1). Это определяет работу силовой схемы двигателя в случае аварийной ситуации, такой как попадание инородного те- ла в двигатель, сопровождающееся обрывом лопатки вентилятора. При обрыве лопатки вен- тилятора необходимо снизить нагрузку на переднюю опору вала вентилятора. В ТРДД тра- диционной схемы это достигается внедрением в силовую схему двигателя «слабого звена», зачастую расположенного в передней опоре, срабатывание которого приводит к разрушению передней опоры и опиранию вентилятора лопатками на статор [11]. В ТРДД с редукторным приводом вентилятора необходимо обеспечить осевую и радиальную устойчивость ротора вентилятора, что может быть обеспечено при сохранении обеих опор, но существенном сни- жении жесткости передней опоры. Это достигается с помощью специализированных кон- струкций опорной стойки ротора вентилятора. Один из примеров стойки вентилятора, в ко- торой снижение жесткости достигается при разрушении контактной сварки в наиболее нагруженном сечении, представлен в [10]. При этом наряду со снижением жесткости обеспе- чивается стабильность ротора вентилятора как в осевом, так и в радиальном направлениях. Рисунок 1. Схема ТРДД с редукторным приводом Целью данной работы является разработка моделей элементов силовой схемы и транс- миссии двигателя и исследование динамики двигателя при рабочих нагрузках, перегрузках при маневрировании и обрыве лопатки вентилятора с учетом особенностей ТРДД с редук- торным приводом вентилятора. Модель трансмиссии ТРДД Для исследования особенностей силовой схемы ТРДД с редукторным приводом при стационарных и динамических воздействиях необходимо иметь математическую модель си- ловой схемы двигателя, включающую все основные элементы: вал вентилятора, редуктор, вал низкого давления, силовой пояс от опор валов до мест подвески двигателя. Модель должна с достаточной точностью описывать особенности конструкций. Расчетная модель трансмиссии ТРДД включает вал вентилятора, размещенный на двух подшипниковых опорах и соединенный с внешним зубчатым венцом, редуктор, осуществ- ляющий передачу крутящего момента от турбины низкого давления (ТНД) на вал вентилято- ра, вал РНД с закрепленной на нем центральной шестерней редуктора, а также рамная кон- струкция опорного узла ротора вентилятора и опоры РНД. Привод вала вентилятора осу- ществляется от РНД через планетарный редуктор с передаточным отношением равным 2,5, оси сателлитов которого закреплены в корпусе и опираются на подшипники скольжения. Опорные узлы содержат подшипники качения, первая опора ротора вентилятора и опора РНД - шариковые подшипники, а вторая опора вентилятора и РНД - роликовые подшипни- ки. Для исследования динамики трансмиссии созданы конечно-элементные модели разного уровня: с объемными роторами и с роторами из балочных элементов, оболочечные модели корпуса двигателя. Упрощенные модели уточняются и верифицируются с использованием более подробных объемных конечно-элементных моделей. Для исследования особенностей динамики силовой схемы ТРДД с редукторным приводом вентилятора разработана ком- плексная балочная модель ротора вентилятора, редуктора и ротора низкого давления с уче- том жесткостей опор роторов. Составные части модели объединены в одну модель, связан- ную жесткостями корпусных деталей двигателя. Схема совместной модели представлена на рисунке 2. Рисунок 2. Схема совместной модели роторов Жесткости опор (П1 - П6) определены с использованием конечно-элементных моделей, представленных на рисунке 3. Так как опоры РНД напрямую связаны с силовыми поясами двигателя, то на их жесткость не влияет корпус двигателя, расположенный между силовыми поясами. Поэтому при расчете жесткостей опор учитывались только детали самих опор (включая подшипники) и силовых поясов. Элементы корпуса от опор ротора до силовых по- ясов ТРДД моделировались объемными или оболочечными элементами с заданными толщи- нами. Рисунок 3. КЭ модели корпуса опор С помощью моделей корпусных деталей определены жесткости корпуса в местах уста- новки подшипников ротора путем приложения единичной силы в радиальном направлении в центральной точке опоры. Перемещения корпуса при приложении единичной силы в верти- кальной плоскости показаны на рисунке 4. Жесткость опоры П1 определена для рабочего режима, а также после срабатывания «слабого звена». Для моделирования «слабого звена», которое должно разрушаться при чрезмерном увеличении нагрузок от дисбаланса на вал вен- тилятора (при обрыве лопатки вентилятора), использованы элементы переменной жесткости. Так, в стойке передней опоры задано кольцо из элементов переменной жесткости (см. рисунок 3), жесткость которых при нагрузке в передней опоре более 100 кН существенно уменьшается, что позволяет имитировать разрушение «слабого звена». Числовые значения линейных жесткостей корпуса и подшипников приведены в табли- це 1. Жесткости подшипников качения в опорах роторов определены с использованием [12]. Жесткости в местах соединения ротора вентилятора и РНД с планетарным редуктором при- няты с учетом жесткостей опор сателлитов. Жесткости опор роторов Таблица 1 а) б) в) Рисунок 4. Смещение корпуса опоры при приложении единичной силы в радиальном направлении : а - опора сателлита; б - передняя опора РНД; в - задняя опора РНД Для модели трансмиссии ТРДД с редукторным приводом вентилятора созданы две ко- нечно-элементные модели РНД и ротора вентилятора: на основе объемных и балочных эле- ментов (рисунок 5). В объемных моделях ротора вентилятора (рисунок 5,а) и РНД (рису- нок 5,в) элементы вала и вентилятор моделировались при помощи объемных восьмиузловых конечных элементов, а диски компрессора низкого давления (КНД) и турбины низкого дав- ления (ТНД) - точечными массами с моментами инерции. Значение масс и моментов инер- ции КНД и ТНД вычислялись при помощи осесимметричных моделей. В балочных моделях (рисунок 5,б,г) валы моделировались при помощи балочных ко- нечных элементов, а детали вентилятора, ТНД и КНД - точечными массами с соответству- ющими моментами инерции. Использование балочной модели позволяет уменьшить число степеней свободы задачи, что важно при моделировании динамики системы. Для учета эле- ментов конструкции ротора, которые не могут быть напрямую описаны балочными элемен- тами, использованы специализированные конечные элементы, характеристики жесткости ко- торых определены при верификации с помощью объемной модели ротора. По результатам верификации разработана модификация балочной модели, в которой цапфы КНД и ТНД (см. рисунок 5,г) учтены специализированными конечными элементами, жесткость которых рассчитана с помощью объемных моделей (рисунок 5,в). Специализиро- ванные конечные элементы позволили учесть в балочной модели жесткости цапфы КНД и ТНД, которые оказывают влияние на третью изгибную форму колебаний РНД. Сравнение результатов расчетов собственных частот роторов на жестких опорах при помощи разных моделей представлено в таблице 2. Рисунок 5. Конечно-элементные модели роторов Сравнение собственных частот ротора вентилятора и РНД, рассчитанных по балочной и объемной моделей Таблица 2 Результаты показывают, что разница между первыми тремя собственными частотами модифицированной балочной и объемной моделей роторов составляет не более 5%. Таким образом, можно сделать вывод, что балочная модель адекватно описывает поведение ротора в диапазоне частот вращения и может быть использована для расчета динамики системы. Определение собственных частот системы «ротор - подшипники - корпус» Для корректного анализа динамики трансмиссии ТРДД с редукторным приводом необ- ходимо определить собственные частоты роторов при различных условиях работы (в том числе и при срабатывании «слабого звена»), которые в дальнейшем используются при ин- терпретации результатов расчетов, получаемых при динамическом воздействии на силовую схему ТРДД. Первые формы колебаний трансмиссии ТРДД с редукторным приводом вентилятора представлены в таблице 3. Собственные частоты трансмиссии ТРДД с роторами, соединен- ными редуктором, и изолированных роторов вентилятора и РНД с учетом жесткости опор представлены в таблице 4. Собственные частоты объединенной модели выше по сравнению с изолированными роторами, что объясняется возрастающей жесткостью роторов при соеди- нении их с редуктором. Частоты вала вентилятора увеличиваются меньше, чем частоты РНД, что связано с концентрацией массы вентилятора ближе к консольному краю. Собственные частоты и формы трансмиссии ТРДД Таблица 3 В случае срабатывания «слабого звена» уменьшается жесткость передней опоры венти- лятора (таблица 1), вследствие чего изменяются собственные частоты вентилятора. Соб- ственные частоты балочной модели системы «ротор - подшипники - корпус» с учетом об- рыва «слабого звена» представлены в таблице 5. Частоты РНД не меняются, поэтому пред- ставлены только частоты колебаний ротора вентилятора f1 и f3. Частотные диаграммы для балочной модели системы «ротор - подшипники - корпус» с роторами, соединенными редуктором, с учетом гироскопических моментов роторов вентиля- тора и РНД, вращающихся с разными рабочими частотами вращения, представлены на рисунке 6. В рабочем диапазоне частот вращения РНД присутствует критическая изгибная ча- стота колебаний fкр1 = 5650 об/мин. Сравнение собственных частот трансмиссии ТРДД Таблица 4 Таблица 5 Собственные частоты и формы трансмиссии ТРДД при срабатывании «слабого звена» а) б) Рисунок 6. Частотные диаграммы роторов трансмиссии ТРДД (совместная модель): а - ротор вентилятора; б - ротор НД Исследование динамики системы «ротор - подшипники - корпус» с учетом взаимодействия вала вентилятора с редуктором Расчеты динамики при нагрузках полетного цикла В процессе работы на узлы роторов действует нагрузка от дисбаланса вращающихся деталей роторов. Результаты статического расчета трансмиссии под действием силы тяжести (направлена противоположно оси OY) и квазистатической нагрузки от дисбаланса, сонаправ- ленной с силой тяжести, при частотах вращения на крейсерском режиме (3140 об/мин для вентилятора; 7820 об/мин для РНД) представлены в таблице 6. Максимальные радиальные нагрузки на опоры возникают в передней опоре (П1) вала вентилятора. Реакции в опорах РНД распределяются практически равномерно. Результаты статического расчета трансмиссии Таблица 6 При эволюциях самолета (взлете, посадке, смене эшелона и маневрировании) на узлы роторов действуют инерционные нагрузки: при горизонтальном повороте - до 2g, при посад- ке - до 4g. Результаты статического расчета трансмиссии при горизонтальной поперечной перегрузке в 2g и при вертикальной перегрузке в 4g представлены в таблице 6. В обоих слу- чаях учтена квазистатическая нагрузка от дисбаланса и силы тяжести. Для принятого уровня дисбалансов деталей роторов проведен расчет колебаний транс- миссии с учетом жесткостей опор. На рисунке 7 представлены составляющие колебательного движения и орбиты центров масс вентилятора, КНД и ТНД под действием нагрузки от дис- баланса и силы тяжести. Максимальные амплитуды колебаний составляют: вентилятор - 0,003 мм, КНД - 0,012 мм, ТНД - 0,01 мм. Для вала вентилятора выражено статическое сме- щение центра масс по сравнению с ТНД и КНД. В то же время из-за меньшей частоты вра- щения вентилятора динамическая амплитуда колебаний вентилятора существенно меньше, чем аналогичные амплитуды для ТНД и КНД, определяемые большей частотой вращения РНД. На рисунке 8 представлены динамические перемещения центра масс вентилятора, КНД и ТНД под действием нагрузки от дисбаланса, силы тяжести и горизонтальной поперечной перегрузки в 2g. Перегрузка начинает действовать при t 3 с, прикладывается импульсно и действует до конца расчетного периода. Максимальные амплитуды колебаний составляют: вен- тилятор - 0,32 мм, КНД - 0,03 мм, ТНД - 0,15 мм. Ступень вентилятора имеет большие ам- плитуды колебаний и статическую составляющую смещения ввиду преобладающей массы. При этом процесс затухания колебаний при выбранных параметрах демпфирования (коэф- фициент конструкционного демпфирования 0,0001) достигается в пределах 1 1,5 с. На рисунке 9 представлены перемещения центра масс вентилятора, КНД и ТНД под действием нагрузки от дисбаланса и вертикальной перегрузке в 4g, прикладываемой анало- гично предыдущему расчетному случаю. Максимальные амплитуды колебаний составляют: вентилятор - 0,5 мм, КНД - 0,05 мм, ТНД - 0,19 мм. Аналогично расчету при горизонталь- ной перегрузке максимальные амплитуды колебаний при возбуждении имеет вентилятор, но колебания также затухают в пределах интервала времени 1 1,5 с. При этом уровень смеще- ний вентилятора достигает величин, сравнимых с рабочим радиальным зазором в газодина- мическом тракте. а) б) Рисунок 7. Перемещения узлов роторов под действием нагрузки от дисбаланса и силы тяжести: а - перемещения x(t), y(t); б - траектории, t 2,9 3 c а) б) в) Рисунок 8. Перемещения узлов роторов под действием нагрузки от дисбаланса, силы тяжести и горизонтальной перегрузке 2g: а - траектории, t 3 3,5 c; б - перемещения x(t), y(t); в - траектории, t 5,8 6 c а) б) в) Рисунок 9. Перемещения узлов роторов под действием нагрузки от дисбаланса и вертикальной перегрузке 4g: а - траектории, t 3 3,5 c; б - перемещения x(t), y(t); в - траектории, t 5,8 6 c Моделирование динамики силовой схемы двигателя при обрыве лопатки вентилятора При обрыве лопатки на диск вентилятора начинает действовать неуравновешенная сила от дисбаланса F m∙Rл∙ 2, где m - масса лопатки, Rл - радиус центра масс лопатки, - ча- стота вращения вентилятора. В начальный момент обрыва лопатки F 272 кН. Несмотря на большую жесткость опорной стойки вентилятора, такая нагрузка вызывает большие переме- щения, которые существенно превосходят перемещения от действия силы тяжести и рабоче- го дисбаланса. Это позволяет пренебречь стационарными воздействиями (силой тяжести и дисбалансом) и принять нулевые начальные условия при решении динамической задачи. При расчете учтено, что при достижении реакции в передней опоре вентилятора определенного значения разрушается «слабое звено», ослабляя жесткость передней опоры (П1). При ампли- туде перемещения диска вентилятора более 2 мм, происходит касание лопаток и корпуса вентилятора. Лопатки начинают задевать статор и в пределе обкатываться по нему. Вал вен- тилятора получает дополнительную опору на корпусе. При контакте лопаток и корпуса воз- никает значительная сила трения, которая приводит к торможению (снижению частоты вра- щения) роторов. В данной работе принята простая модель контакта лопаток вентилятора и статора, которая позволяет в первом приближении оценить скорость замедления вращения роторов. Эта модель не учитывает возможностей возникновения полу скоростного вихря об- ратной прецессии при сухом трении лопаток вентилятора о статор, как представлено в рабо- тах [13, 14]. В принятой упрощенной модели моментальная частота вращения вала определя- ется из закона сохранения энергии, который для стационарного вращения сбалансированных роторов имеет вид: 2 J u ω 2 РНД ред вент Jвент ωвент E , (1) 2 2 c где: вент - частота вращения вентилятора на стационарном режиме; uред - передаточное от- ношение редуктора; Jвент - полярный момент инерции вентилятора; JРНД - полярный момент инерции ротора низкого давления; Ес - постоянная энергия системы, вклю- чающая в себя поступающую энергию от сгорания топлива и потери от аэродинами- ческого сопротивления и сил трения в системе двигателя. Слагаемые в левой части уравнения (1) представляют собой кинетическую энергию си- стемы. При обрыве лопатки вентилятора касание статора происходит практически момен- тально ввиду малости зазора в газодинамическом тракте (см. рисунок 8,а). При этом в систе- ме появляется дополнительная сила трения, которая замедляет вращение роторов и, совер- шая работу, уменьшает кинетическую энергию системы. При таких условиях уравнение (1) преобразуется к виду: 2 2 J u ωк J ωк РНД ред вент вент вент 2 2 Ec Aтр , (2) где: к вент - моментальная частота вращения вентилятора, Атр - работа силы трения, возникающей при касании лопаток вентилятора корпуса, которая за промежуток времени t , вычисляется по формуле: Aтр fтр Nωвент R t , (3) где: fтр - коэффициент трения контакта; N - сила реакции, возникающая в точке контакта; R - расстояние от точки контакта до оси вращения (внутренний радиус корпуса). Подставляя соотношения (1) и (3) в уравнение (2) получаем формулу для вычисления к вент : 2 J u ωк J 2 2 ωк J u ω 2 РНД ред вент вент вент РНД ред вент Jвент ωвент f Nω R t. (4) 2 2 2 2 тр вент Изменение величины моментальной частоты вращения ротора вентилятора в виде (4) описывает торможение роторов при динамическом расчете системы. Для оценки влияния ра- бочего радиального зазора Z и коэффициента трения fтр между лопатками вентилятора и ста- тором на динамическое поведение системы при обрыве лопатки была выполнена серия рас- четов при Z 2 мм, Z = 6 мм и fтр 0,2 и fтр = 0,4. Изменение частоты вращения вентилятора из-за работы силы трения с целым «слабым звеном» и при срабатывании «слабого звена» показано на рисунке 10. а) б) в) Рисунок 10. Снижение частоты вращения вала вентилятора во времени: а - орбиты диска вентилятора; б - частоты вращения вентилятора с целым «слабым звеном»; в - частоты вращения вентилятора с разорванным «слабым звеном» Лопатки вентилятора касаются корпуса через 0,0024 с при Z 2 мм (см. рисунок 10,а). При коэффициенте трения fтр 0,4 трансмиссия ТРДД без «слабого звена» за промежуток времени в 1 с замедляется до 2300 об/мин; при срабатывании «слабого звена» полное тормо- жение вентилятора происходит менее чем за 0,5 с (режим авторотации не рассматривается). При коэффициенте трения fтр 0,2 трансмиссия ТРДД без «слабого звена» за промежуток времени в 1 с замедляется до 2400 об/мин; при срабатывании «слабого звена» полное тормо- жение вентилятора происходит за 0,9 с. Увеличение рабочего радиального зазора Z до 6 мм слабо влияет на скорость торможения трансмиссии. Выводы Проведено исследование силовой схемы ТРДД с редукторным приводом вентилятора при нагрузках полетного цикла. Определены силы, действующие в опорах роторов. Макси- мальная нагрузка достигает 20 кН и реализуется в передней опоре стойки вентилятора. Ди- намическая составляющая перемещений при импульсном приложении перегрузки сравнима со статическим смещением ротора. Максимальное суммарное (динамическое и статическое) смещение центра масс вентилятора находится в пределах 0,5 мм. Исследован отклик силовой схемы ТРДД с редукторным приводом вентилятора при обрыве лопатки вентилятора для двух расчетных схем: при срабатывании «слабого звена» и без его разрушения. В расчетах учтено торможение вентилятора при касании статора. При коэффициенте трения fтр=0,4 в расчетной схеме без «слабого звена» отмечено постепенное замедление частоты вращения ротора: за промежуток времени в 1 с частота вращения венти- лятора снижается до 2300 об/мин. При срабатывании слабого звена полное торможение вен- тилятора происходит менее чем за 0,5 с. При коэффициенте трения fтр=0,2 трансмиссия ТРДД без «слабого звена» за промежуток времени в 1 с замедляется до 2400 об/мин. При срабатывании «слабого звена» торможение вентилятора до практически нулевых оборотов происходит за 0,9 с. Увеличение рабочего радиального зазора с 2 мм до 6 мм слабо влияет на скорость торможения трансмиссии. Срабатывание «слабого звена» позволяет достаточно сильно снизить жесткость перед- ней опоры для обеспечения существенного тормозящего момента при контакте вентилятора и корпуса и, соответственно, понизить нагрузки на опорную стойку вентилятора и нагрузки на силовую схему двигателя за счет быстрого торможения вентилятора.
×

About the authors

M. J Temis

Central Institute of Aviation Motors; Bauman Moscow State Technical University

Email: mikhail.temis@gmail.com
PhD.; 8 (495) 361-64-82

A. M Egorov

Central Institute of Aviation Motors

Email: tejoum@ciam.ru
8 (495) 361-64-82

References

  1. Riegler C., Bichlmaier C. The geared turbofan technology opportunities, challenges, and readi- ness status // Proc. of 1st CEAS European Air and Space Conference, Berlin, Germany, September 2007.
  2. Gmelin T.C., Huttig G., Lehmann O. Zusammenfassende Darstellung der Effizienzpotenziale bei Flugzeugen unter besonderer Berucksichtigung der aktuellen Triebwerkstechnik sowie der absehbaren mittelfristigen Entwicklungen.
  3. Kurzke J. Fundamental differences between conventional and geared turbofans // Proc. of ASME Turbo Expo 2009: Power for Land, Sea and Air. June 8-12, 2009, Orlando, Florida, USA.
  4. Dewanji D., Arvind Rao G., van Buijtenen J. Feasibility study of some novel concepts for high bypass ratio turbofan engines // Proc. of ASME Turbo Expo 2009: Power for Land, Sea and Air. June 8-12, 2009, Orlando, Florida, USA.
  5. Kyprianidis K.G., Rolt A.M., Grönstedt T. Multi-disciplinary analysis of a geared fan intercooled core aeroengine // Proc. of ASME Turbo Expo 2013: Turbine Technical Conference and Exposition. June 3-7, 2013, San Antonio, Texas, USA.
  6. United States Patent № 8,935,913 B2 «Geared turbofan gas turbine engine architecture». Jan. 20, 2015.
  7. United States Patent № 2012/0251306 A1 «Fan rotor support». Oct. 04, 2012.
  8. United States Patent № 7,694,505 B2 «Gas turbine engine assembly and method of assembling same». Apr. 13, 2010.
  9. United States Patent № 6,494,032 B2 «Ducted fan gas turbine engine with frangible connection». Dec. 17, 2002.
  10. United States Patent № 8,430,622 «Turbofan gas turbine engine». Apr. 30, 2013.
  11. United States Patent № 4,375,906 «System for supporting a rotor in conditions of accidental dynamic imbalance». Mar. 08, 1983.
  12. Подшипники качения. Расчет, проектирование и обслуживание опор / Под ред. Л.Я. Переля и А.А. Филатова. Справочник. М.: Машиностроение, 1992.
  13. United States Patent № 8,790,075 B2 «Gas turbine engine neared architecture axial retention arrangement». Jul. 29, 2014.
  14. Wilkes J.C., Dyck B.J. The numerical and experimental characteristics of multi-mode dryfriction whip and whirl // Proc. of ASME Turbo Expo 2009: Power for Land, Sea and Air. June 8-12, 2009, Orlando, Florida, USA.

Copyright (c) 2015 Temis M.J., Egorov A.M.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies