Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей под ред. Хронина Д. В. (1014169), страница 60
Текст из файла (страница 60)
2,3. 317 М Числитель формулы (6.97) может быть представлен правой ча. стью равенства (6.94). Он пропорционален квадрату разрушающей скорости ы„ а знаменатель — квадрату максимальной рабочей скорости Поэтому можно записать е в лз = ыа/ятахВзяв корень квадратный этого отношения, получим еще одну оценку прочности диска — по разрушающей частоте вращения: (6.100) Этот показатель не должен быть меньше 1,35 — 1,50 (6, 31).
Он является весьма наглядной характеристикой прочности. Об оценке запасов прочности дисков Приведенные численные значения запасов прочности являются ориентировочными. Эти значения определяются отраслевыми стандартами и нормами прочности для каждого вида критерия, методов их оценки, применяемых материалов, условий работы. Величины запасов прочности прямо влияют на качество конструкций дисков.
От запаса прочности зависит масса дисков, их надежность, вероятность разрушения. Запас прочяости иногда определяется по пределу прочности материала о, или по пределу текучести о,. Численные значения запаса прочности при одном и том же значении расчетного напряжения различны. Взаимную связь, например, запаса прочности и предела прочности можно определить по формуле в в в в (6.101) Отношение о,М, колеблется для некоторых марок конструкционных сталей в пределах 1,2 ...
1,4, для кованых алюминиевых сплавов — в пределах 1,4 ... 1,7, для титана 1,07 ... 1,4. Следовательно, запасы прочности по пределу прочности должны быть на 20 — 40 % больше (для алюминиевых дисков до 80%) по сравнению с запасами прочности по пределу текучести. Должны учитываться также особенности характеристик материалов и условий работы. Пределы длительной прочности о, также существенно отличаются от пределов текучести материала о,.
Для некоторых материалов, при высоких температурах, разница может доходить до 80 % и более. Это должно учитываться в тех случаях, когда запас прочности оценивается по пределу текучести. Наиболее стабилен запас прочности по пределу длительной прочности: в, й,= — ' врасч ' Предел длительной прочности детали о, определяется с учетом способа ее обработки, условий работы в конструкции и темпера- 313 туры. Запас прочности по этому критерию может быть минимальным, в пределах 1,2 ... 1,3. Запас прочности по пределу текучести должен быть выше, в пределах 1,6 ...
1,8, а по пределу прочности составлять 2,0 ... 2,5. Эти критерии далее уточняются по характеристикам материалов. Предел длительной прочности допускает некоторую ползучесть материала и накопление пластических деформаций с течением времени. Для более точной оценки ползучести существует для конструкционных материалов специальная оценка — предел ползучести. Пределом ползучести называется напряжение, прн котором пластическая деформация за заданный промежуток времени достигает величины, установленной техническим условиями.
Для дисков авиационных газовых турбин за величину предела ползучести часто принимают напряжение, при котором пластическая деформация достигает 0,1 ... 0,2 % за 300 ... 500 ч. Это напряжение обозначается, например, оозавв. Первая цифра — это деформация, вторая — время в часах. Ввиду того, что пределы ползучести меньше, чем пределы длительной прочности, и непосредственно не связаны с разрушением материала, запасы прочности по пределу ползучести могут быть меньше, чем указано. Например, для стали ЭИ388 при 1 = 700'С о„, = 225 МПа, а оо,гпоо = 210.
Для сплава ЭИ437 при 1 = 700 'С о„„= 302, а ов,пав — — 230 МПа. Таким образом, для стали ЭИ388, при запасе по пределу длительной прочности, равном 1,2, запас по пределу ползучести будет 1,12; для сплава ЭИ437 при запасе по прочности, равном 1,3, запас по ползучести окажется равным 1,0. 6.2.7. Оценка прочности рабочего колеса центробежного компрессора Конструкция рабочего колеса центробежного компрессора во многом отличается от конструкции рабочего колеса осевой ступени компрессора илн турбины (рис.
6.26). Основные отличия центробежного колеса, не учитываемые в расчетной модели осевого колеса, состоят в следующем. Центробежное колесо не имеет плоскости симметрии. Срединная поверхность собственно диска сильно искривлена и имеет большую неперпендикулярность к цилиндрическим сечениям, которые обычно принимаются за базовые границы кольцевых участков, Боковое расположение лопаток увеличивает несимметрию колеса и усложняет расчетную схему, так как лопатки частично работают на растяжение от снл инерций собственной массы, а часть нагрузки передают на диск.
Возникают большие неучитываемые напряжения на наружном контуре лопаток, а диск работает на изгиб. Лопатки испытывают большие газовые нагрузки в окружном направлении. Эти нагрузки создают изгибающие моменты по контуру соединения лопаток с диском. В результате существенно 319 3, Рис. 6.26. Конструктивные формы рабочего колеса центробежного компрессора (а) и злемент активного центробежного колеса с изгибом лопаток в сторону вращения (б): 3 — полотно диска: 3 — среднекан поверхность; л — лопатки: л — ступкпа изменяется напряженное состояние диска, особенно в его периферийной части, где толщина стенки диска незначительна.
Отмеченные особенности не позволяют использовать с большой достоверностью методику упругого расчета дисков осевых машин. Оценку прочности центробежного колеса можно произвести по разрушающей частоте вращения. Напряженное состояние центробежного колеса характеризуется тем, что наибольшие окружные и радиальные напряжения могут возникнуть в области средних радиусов колеса. При увеличении частоты вращения напряжение достигает предела текучести прежде всего в этой части колеса. При дальнейшем увеличении частоты вращения область пластических деформаций расширяется как в сторону периферии, так и к центру. Частота вращения, при которой пластическая зона достигнет внешнего контура диска, является предельной и называется разрушающей.
При этом из-за массивности центральной части колеса пластические деформации не захватывают область ступицы. Поэтому определять разруша:ощую частоту по диаметральному сечению колеса неправильно. Учитывая, что пластическая область распространяется от средних радиусов к периферии колеса, расчетным принимается диаметрально-круговое сечение АВСЕ)Е (рис.
6.27). Предельная разрушающая нагрузка для выделенного сечен определяется по формуле Р.=2а, (Ь+7ЬЬ),+~Ь3(у, где дЬ, ~ (6 рй Г 326 Здесь Р— общая площадь кольцевого сечения диска на радиусе г, включая сечения лопаток; )„— площадь поперечного сечения одной лопатки на радиусе г; г — число лопаток. Запас прочности по разрушающей нагрузке Ь,=-Р)Р . (6.106) Запас прочности по разрушающей частоте ь„= )г'~,, (6.107) Задаваясь различными величинами радиуса г„определяем запас прочности вдоль радиуса колеса. Минимальный запас прочности принимается как запас прочности колеса в целом.
Радиус г„ для которого запас прочности минимален, считается наиболее вероятным для разрушения. На рис. 6.28 показано ап3 примерное распределение запасов 3 I прочности колеса центробежного хаа компрессора. 3 сас Рис. 6.26. Оценка минимального запаса прочности и опасного сечения центробежного колеса по разрушающим частотам 3аа вращения: 3 — ю — разрушающая скорасчь для седельных сеченна рабочего колеса; à — запас разр Рочностн*аара~33н 1! к(р д.
в. Хроннна !а хе кю 333ях 321 рис. 6,27. К расчету центробежного колеса по разрушающим частотам вращения Действующее на расчетное сечение усилие определяется как центробежная сила половины массы диска, лежащей за пределами радиуса г,: хк Р„= 2ш' ~ Рпр)зг'б)га (6.104) l где р — условная плотность материала диска, которая как бы 33!3 включает в себя массу лопаток.
Она определяется по формуле (6.106) Б.З. кОлеБАния дискОВ 6.3.1. Общие понятия о колебаниях круглых пластин и дисков Высокая степень точности оценки статической прочности дисков ГТД, высокое качество материалов, применяемых для их изготовления, а также стремление к минимальной массе конструкций позволяют проектировать легкие диски турбин и компрессоров с весьма незначительной толщиной стенок. Но тогда появляется возможность возникновения опасных резонансных колебаний или автоколебаний дисков. Огромные резонансные илн автоколебательные всплески напряжений приводят к разрушению дисков несмотря на наличие вполне достаточных запасов статической прочности. Поэтому необходимо уделять большое внимание динамической прочности дисков.
При расчетах и исследованиях дисков ГТД на колебания диски и лопатки рассматриваются как единое целое, так как их колебания взаимосвязаны. Основой для оценки колебательных явлений дисков является. изучение полного спектра собственных частот и форм колебаний. Спектр собственных частот и форм колебаний — это всевозможные виды и формы колебаний дисков, которые могут возникнуть в рабочих условиях под воздействнем различных причин.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
