Конструкция и проектирование ЖРД Гахун Г.Г. (1014171), страница 61
Текст из файла (страница 61)
Такими точками профиля являются точки АВА, цА)' йСВ ЛВ); СЮС, ПС) (см. рис. 11.19). Нетруяцо увидеть, что в точке А всегда имеется растягивающее напряжение, а знак ,ипряжений в точках В и С зависит от соотношений между значениями моментов Мг, М„и моментов инерции Уг и Уч. Обычно в турбинных лопатках главные моменты инерции сечений связаны соотношением Уч) (10...15) Уг, в то время как значения изгибиещих моментов имеют один и тот же порядок.
Поэтому напряжение изгиба в произвольной точке можно приближенно определить по формуле г о = — и. л (11.52) Для коротких лопаток, учитывая, что интенсивность нагрузок приближенно считается постоянной по высоте лопатки, определяем интенсивность нагрузки Рг нэ условия (11.53) М„т — — Р Ь„Я, те сдругой стороньцМ„= гтт/ьэ,откуда где ̄— крутяпшй момент на валу турбины, Н.
м; Ф вЂ” мощность турбины, Вт. При расчете напряжений в лопатке необходимо знать геометрические характеристики ее сечения, такие как площадь поперечного сечения Г, моменты инеРции сечениЯ У1 н Уч. В том случае, когда лопатка имеет профиль, изображенный на рис. 11.20, геометрические характеристики могут быль определены по следующим приближенным формулам: Е=07Ь6; ,г 00466(йг +ба).
,У =0038Ьэ6 ИЗГИБ ЛОПАТОК ЦЕНТРОБЕЖНЫМИ СИЛАМИ Если центры тяжести сечений лопатки не лежат на одном радиу проходящем через центр тяжести корневого сечения, то центробежные сюп вызывают изгиб лопатки. Несовпадение центров тяжести сечений лопатк с радиусом, проходящим через корневое сечение, объясняется следующиьа, причинами: изгибом лопатки под действием газодинамических сил; выносом центров тяжести сечений лопатки в сторону действия гаэв динамических сил с целью компенсации изгиба, возникающего от этих сиа Пусть у элемента лопатки ЫЙ (рис.
11.21) центр масс расположен а точке С с координатами Х, У. Тогда изгибающие моменты центробежпьц сил этого элемента относительно корневого сечения, центр тяжести кото. рого расположен в точке К, будут: в плоскости вРащениЯ НМ „= аРЙ У, где гард — пРоекциЯ центРобеи.
ной силы йР на ось Й; так как угол а мал, то йРЙ -г1Р. = ррот'Йг1Й, 1 1 7 тогда 1М Р 2Й ГЙ. в осевой плоскости т1М = г1Р~х, или с учетом значения йР~ НМ. = — ррштЙхИЙ. уу (11.55) (1156) Знак минус в (11.55) и (11.5б) берется потому, что моменты центробеж. ных сил противоположны моментам газовых сил. Полные изгибающие моменты центробежных сил лопатки относительно корневого сечения определяются следующими выражениями: Йк М.„= — рша 1 РЙуйй; Йв (11.57) пк М = — рсоа 1 ЕЙх0Й, в 288 Пействие центробежных сил приводит к тому, что суммарный изгибающий момен, а следовательно, и прогиб лопатки будет меньшим, чем от действия только газовых сил. Меньшими будут и напряжения изгиба лопат.
ки. В выполненных конструкциях лопаток ТНА напряжения изгиба от действия центробежных сил в корневом сечении лопатки обычно состаю ляют и" = (3...7)10 Па. Таким образом, на соответствующее значение к удается уменьшить напряжения изгиба от газовых сил. Это обстоятельство специально используют для разгрузки лопаток от чрезмерно больших напряжений изгиба газодинамическими силами. Мц, о У рпс. 11.21. Изгпбеююпе моменты от центровке. Рпс.
11.22. Лопатка с лплеапглм еых спл, прплолкнпые к лопатке лыпосом Пептре месс Существуют два следующих конструктивных способа уменьшения напряжений изгиба в лопатке. 1. Вынос линии ее центров масс, являющейся прямой в ту же сторону, а которую направлены газодинамические силы.
Этот способ конструктивно прост, технологически удобен и часто применяется для разгрузки коротких лопаток. Лопатки активных турбин часто выполняются с линейным выносом центров масс сечений в плоскости У01т в сторону вращения диска, как показано на рис. 11.22, что позволяет создать момент М, противоположный моменту газовых снл. Данный способ является основным способом разгрузки турбинных лопаток ТНА. 2. Профилирование лопатки таким образом, чтобы линия центров масс ее сечений представляла собой специально подобранную кривую. Такой способ позволяет компенсировать напряжения не только в корневом, но и в других сечениях лопатки.
Данный способ технологически более сложен, чем первый, и его применение может быть целесообразным лишь дпя длинных лопаток. В коротких лопатках турбин ТНА данный способ практически не применяется. Оба перечисленных способа компенсации являются однорежимными, так как позволяют эффективно разгрузить лопатку лишь на одном режиме Работы ТНА. Более универсальным способом разгрузки лопатки от изгибных напряжений является шарнирное крепление лопаток к диску.
В этом случае на всех режимах работы ротора изгибающий момент в корневом сечении лопаток равен нулю. 1б- 1758 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАПАСОВ ПРОЧНОСТИ В ПЕРЕ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ Условие прочности лопатки по пределу прочности записывается ель дующим образом: в й = — > сссу, (11 58) ох где сс — рабочий коэффициент запаса прочности; о' — предел прочносса материала лопатки в расчетной точке при рабочей температуре; о. суммарное напряжение в расчетной точке сечения; ллс — нормативный коэффициент запаса прочности. Суммарное напряжение ах определяется как сумма напряжений раста.
жения от центробежных сил и напряжений изгиба от газовых снл, т.«. ол = о + он. Пренебрежение изгибом от центробежных сил нцет в запас прочности. Минимальное значение коэффициента запаса прочности сс е не всегда соответствует напряжению ох го „, так как предел прочности с х глав о Ю может иметь место в другом сечении.
Таким образом, для проверки условия прочности (11.58) требуетса в общем случае построение графиков распределения напряжения ох и про дела прочности о с по длине лопатки. в Строятся графики распределения напряжений изгиба, растяжения я суммарных напряжений, а также распределения температуры С„и предела прочности о ' по высоте лопатки (рис. 11.23) . Графики необходимо строить для точек А сечений лопатки (см. рис. 11.19), в которых напряженна изгиба являются максимальными растягивающимн напряжениями. В соответствии с графиками рис.
11.23 минимальный запас прочности lс, юю имеет место между сечениями Ш и ПС. Значение коэффициента запаса прочности лопатки следует принимать равным йсг — — 1,4...15, если лопатка изготовлена любым способом за исклю. чением литья. В случае литой лопатки коэффициент сс,у следует увели. чнть на 20%. О б лб Рнс. 11.23. Раслределение наирявяння н иозффнниеята таласе лрочностн вдоль лоиатлв В лопатках с постоянным по длине поперечным сечением максималь„е значение напряжения ох имеет место в корневом сечении, а температумало меняется ло высоте. В этом случае определение запаса прочности лопатки следует проводить лишь для корневого сечения.
Возможными мероприятиями по обеспечению условия прочности ~11.58) лопатки являются: изменение параметров профиля лопатки Ь н 8; изменение закона профилирования сечений лопатки по высоте; применение материала с улучшенными механическими свойствами. 11.4. ПРОЧНОСТЬ ДИСКОВ ГАЗОВЫХ ТУРБИН НАГРУЗКИ, ПРИЛОЖЕННЫЕ К ЛИСКУ, И РАСЧЕТНАЯ СХЕМА Диски газовых турбин являются наряду с рабочнмн лопатками наиболее ответственными элементами конструкции ротора.
Для них характерно наличие высокой окружной скорости (до 400 м/с), высокой температуры и значительного температурного градиента вдоль радиуса диска. На рабочем режиме в диске возникают следующие напряжения: растяжения от центробежных сил самого диска, а также от центробежаых сил лопаток, установленных на ободе диска; изгиба от газовых сил, действующих на лопатки в осевом направлеаии, а также от центробежных сил масс лопаток и масс самого диска в случае их асимметрии относительно срединной плоскости диска; температурные, возникающие при неравномерном нагреве диска вдоль Радиуса и по толщине; кручения от момента газовых сил, действующих на лопатки в плоскости вращения диска.
Кроме того, в связи с высоким уровнем температуры снижается механическая прочность материала диска. Наибольшие напряжения от центробежных сил соответствуют режиму максимальной частоты вращения ротора. Температурные напряжения меняются в процессе работы ТНА по мере прогрева диска вдоль радиуса и по толщине. Расчеты показывают, что изменение температуры по радиусу лиска носит нелинейный характер. Наибольший перепад температур достигается через 40...70 с после начала работы ТНА, а затем он уменьшается.
В современных конструкциях дисков максимальный перепад температур вдоль радиуса диска составляет 250...400 'С. Значительно меньший температурный перепад возникает по толщине диска. Люль в случае охлаждения диска с одной стороны максимальная разность температур может достигать 80...100 'С. Когда же диск охлаждается с двух сторон или вообще не охлаждается, можно с достаточной для инженерных расчетов точностью сказать, что диск по толщине нагрет равномерно. 291 Уяе. 11.24. Элемнгг янека е ярая жаюяымя яагрзэкааш Существуют два основных подхода к расчету дисков Па прочность — анализ прочности диска известного профиля И опрецеление оптимального прв филя диска с учетом ограни.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
