126371 (691032), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Результаты расчета на взлетном режиме:

• удельная тяга: =372.9 Н/(кг/с);

• удельный расход топлива: =0,0591 кг/(Н*ч);

• удельный расход воздуха: =46,26 кг/

Предварительно оценены диаметральные размеры сечения на входе в компрессор, при этом величина относительного диаметра втулки =0,35(м) и скорость на входе =220(м/с).

В результате расчета получили:

• площадь входа в компрессор (КВД) =0,198 м ;

• наружный диаметр входа =0,571 м;

• диаметр втулки =0,212 м;

• длина рабочей лопатки первой ступени КВД =0.167 м.

Вывод: полученные результаты удельных параметров двигателя соответствуют параметрам двигателей подобного класса.

Расчет на прочность 1-й ступени рабочей лопатки компрессора высокого давления

Рабочие лопатки осевого компрессора являются весьма ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых зависит надежность работы двигателя в целом.

Нагрузки, действующие на лопатки

При работе авиационного газотурбинного двигателя на рабочие лопатки действуют статические, динамические и температурные нагрузки, вызывая сложную картину напряжений.

Расчет на прочность пера лопатки выполняем, учитывая воздействие только статических нагрузок. К ним относятся центробежные силы масс лопаток, которые появляются при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопатки и в связи с наличием разности давлений газа перед и за лопаткой.

Центробежные силы вызывают деформации растяжения, изгиба и кручения, газовые – деформации изгиба и кручения.

Напряжения кручения от центробежных, газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток компрессора малы, и ими пренебрегаем.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

Напряжения изгиба обычно меньше напряжений растяжения, причем при необходимости для уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил ее проектируют так, чтобы возникающие изгибающие моменты от центробежных сил были противоположны по знаку моментам от газовых сил и, следовательно, уменьшали последние.

Допущения, принимаемые при расчете

При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения:

• лопатку рассматриваем как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;

• напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;

• температуру в рассматриваемом сечении пера лопатки считаем одинаковой, т.е. температурные напряжения отсутствуют;

• лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегает;

• предполагаем, что деформации лопатки протекают в упругой зоне, т.е. напряжения в пере лопатки не превышают предел пропорциональности.

Цель расчета

Цель расчета на прочность лопатки – определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по длине пера лопатки.

В качестве расчетного режима выбираем режим максимальной частоты вращения ротора и максимального расхода воздуха через двигатель. Этим условиям соответствует взлет или полет с максимальной скоростью у земли (рис. 2).

Расчетная схема

Рис. 2 - К определению геометрических характеристик расчетных сечений лопатки КВД

Исходные данные

1. Материал лопатки: ВТ8;

2. Длина лопатки =0.052 м;

3. Радиус корневого сечения =0.131 м;

4. Объем бандажной полки =0 м ;

5. Хорда профиля сечения пера

   • в корневом сечении =0.023 м;

   • в среднем сечении =0.023 м;

   • в периферийном сечении =0.023 м;

6. Максимальная толщина профиля

   • в корневом сечении =0.0030 м;

   • в среднем сечении =0.0020 м;

   • в периферийном сечении =0.0015 м;

7. Максимальная стрела прогиба профиля

   • в корневом сечении =0.0033 м;

   • в среднем сечении =0.0025 м;

   • в периферийном сечении =0.0020 м;

8. Угол установки профиля

   • в корневом сечении =1.15 рад;

   • в среднем сечении =0.89 рад;

   • в периферийном сечении =0.72 рад;

9. Интенсивность газовых сил на среднем радиусе в окружном направлении

;

10. Интенсивность газовых сил в осевом направлении

;

В формулах: – радиус сечения; – число лопаток; - плотность газа – осевая составляющая скорости газа перед лопаткой; – окружные составляющие скорости газа перед и за лопаткой; – давление газа (воздуха) перед и за лопаткой.

=465 Н/м,

=554 Н/м, =795 Н/м.

11. Частота вращения рабочего колеса =16400 об/мин;

12. Плотность материала лопатки =4530 кг/м ;

13. Предел длительной прочности =950 МПа.

Определение напряжений изгиба

Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются по формуле

В целях упрощения расчета значения изгибающих моментов и моментов сопротивления берут без учета знаков (по модулю).

Напряжение изгиба от газовых сил, как правило, определяют в трех точках, наиболее удаленных от оси (на рисунке 2.2 это точки А, Б и В).

Так в точке А

;

в точке В

;

в точке С

Вместе с тем знак при определении напряжения изгиба характеризует вид деформации волокон лопатки. Так, если волокна лопатки растянуты, то напряжение изгиба имеет знак "+", если же они сжаты, то "-". Заметим, что от действия газовых нагрузок на кромках профиля (в точках А и В) всегда возникают напряжения растяжения, а на спинке профиля (в точке С) – напряжения сжатия.

Определение запасов прочности лопаток

При определении запасов прочности следует учитывать напряжения, как от растяжения, так и изгиба лопатки. Суммарное напряжение в каждой точке расчетного сечения профильной части лопатки

.

Для компрессорных лопаток запас статической прочности в каждой точке расчетного сечения

_,

где – предел прочности.

Для компрессорных лопаток последних ступеней запас прочности определяют по формуле.

,

где - предел длительной точности материала лопатки с учетом температуры в данном сечении и длительность работы.

Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее 1,5.

Вычисления делаем по программе кафедры 203 Statlop.exe.

Результаты расчета приведены в приложении 2.1.

Вывод: Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности(k>1,5); коэффициент запаса прочности завышен, так как помимо статических нагрузок на перо лопатки действуют и динамические нагрузки.

Расчет на прочность диска компрессора

Диски компрессора – это наиболее ответственные элементы конструкций газотурбинных двигателей. От совершенства конструкций дисков зависит надежность, легкость конструкций авиационных двигателей в целом.

Нагрузки, действующие на диски

Диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при вращении от массы рабочих лопаток и собственной массы дисков. Эти силы вызывают в дисках растягивающие напряжения. От неравномерного нагрева дисков турбин возникают температурные напряжения, которые могут вызывать как растяжения, так и сжатие элементов диска.

Кроме напряжений растяжения и сжатия, в дисках могут возникать напряжения кручения и изгиба. Напряжения кручения появляются, если диски передают крутящий момент, а изгибные – возникают под действием разности давлений и температур на боковых поверхностях дисков, от осевых газодинамических сил, действующих на рабочие лопатки, от вибрации лопаток и самих дисков, под действием гироскопических моментов, возникающих при эволюциях самолета.

Из перечисленных напряжений наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца, а также температурные (в случае неравномерного нагрева диска). Напряжения изгиба зависят от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом и могут быть значительными лишь в тонких дисках. Напряжения кручения обычно невелики и в расчетах в большинстве случаев не учитываются.

Допущения, принимаемые при расчете

• диск считается симметричным относительно серединной плоскости, перпендикулярной оси вращения;

• диск находится в плосконапряженном состоянии;

• температура диска меняется только по его радиусу и равномерна по толщине;

• напряжения на любом радиусе не меняются по толщине;

• наличие отверстий и бобышек на полотне диска, отдельных выступов и проточек на его частях не принимается во внимание.

Основные расчетные уравнения для определения упругих напряжений в диске от центробежных сил и неравномерного нагрева

Для расчета диска на прочность используем два дифференциальных уравнения:

где и - радиальные и окружные нормальные напряжения; - текущие значения толщины и радиуса диска; - угловая скорость вращения диска; - плотность материала диска; - модуль упругости материала диска; - коэффициент Пуассона; - коэффициент линейного расширения материала диска; - температура элемента диска на радиусе.

Точные решения дифференциальных уравнений могут быть получены только для ограниченного числа профилей. Применяем приближенный метод определения напряжений в диске – метод конечных разностей. Расчет диска этим методом основан на приближенном решении системы дифференциальных уравнений путем замены входящих в них дифференциалов конечными разностями. Для расчета диск разбиваем на сечения. При выборе расчетных сечений будем соблюдать следующие услови отверстия;

• радиус сечений выбираем ,;

• толщину сечений выбираем ;.

Замена дифференциалов на конечные разности производится по следующим формулам:

; ;

Характеристики

Список файлов курсовой работы