Расчет надежности и прогнозирование долговечности деталей газотурбинной установки на базе двигателя АИ-336-1-10

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

Национальный аэрокосмический университет им. Н. Е. Жуковского «ХАИ»

Расчетно-пояснительная записка к курсовой работе по дисциплине

«Надежность, динамика и диагностика ГТУ»

РАСЧЕТ НАДЕЖНОСТИ И ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ДЕТАЛЕЙ газотурбинной установки НА БАЗЕ ДВИГАТЕЛЯ АИ-336−1-10

2011

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

Задание на курсовой проект

1. Краткое описание конструкции двигателя

1.1 Краткое описание конструкции турбины двигателя

2. Расчет надежности лопатки турбины с учетом внезапных отказов

2.1 Нормирование уровня надежности

2.2 Определение среднего времени безотказной работы в случае внезапных отказов

3. Расчет надежности лопатки турбины при повторно-статических нагружениях

4. Расчет надежности деталей с учетом длительной прочности

5. Оценка долговечности с учетом внезапных и постепенных отказов

Заключение

Список использованной литературы

газотурбинная установка двигатель

ВВЕДЕНИЕ

Надежность — это один из основных показателей качества изделия, проявляется во времени и отражающий изменения, происходящие в двигателе на протяжении всего периода его эксплуатации. Надежность как свойство изделия закладывается на этапе проектирования, реализуется при изготовлении и поддерживается в процессе эксплуатации. Следует всегда иметь в виду, что качественно проработанный проект является основой надежности будущего изделия, и как сказал А. Н. Туполев: — «Чем дальше от доски конструктора обнаруживается ненадежность, тем дороже она обходится».

Поведение реальных конструкций обусловлено взаимодействием целого ряда факторов, имеющих явно выраженный случайный характер. В связи с этим определение надежности конструкций невозможно без применения методов теории вероятностей и математической статистики.

На основе физики возникновения отказы деталей двигателя могут быть разбиты на две группы:

1. Внезапные отказы, показывающие характер случайного выброса:

-хрупкое разрушение;

-превышение предела текучести, в какой либо точке детали, для которой остаточные деформации недопустимы;

-возникновение слишком больших упругих деформаций.

2. Постепенные отказы, возникающие в результате необратимого накопления повреждений в детали:

-пластические деформации (деформации ползучести);

-усталостные повреждения, ведущие к развитию усталостных трещин.

Таким образом, при оценке надежности деталей стационарных двигателей необходимо учитывать, внезапные и постепенные отказы.

Эти два вида разрушений в первом приближении можно считать независимыми друг от друга.

Изложенные выше допущения позволяют принимать в качестве основного показателя надежности детали вероятность безотказной работы (вероятность не разрушения).

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

1. Оценить надежность и долговечность лопатки первой ступени турбины, спроектированной в процессе выполнения курсового проекта по дисциплине «Проектирование энергоустановок» и «Газотурбинные установки, компрессорные станции». Двигатель с Gb=68,89 кг/с, Тг=1374К.

2. Выполнить расчеты:

Расчет надежности лопатки с учетом внезапных отказов.

Расчет надежности лопатки при повторно-статическом нагружении.

Расчет надежности деталей с учетом длительной прочности.

Определение вероятности не разрушения лопатки турбины за время цикла применения в конце выработки ресурса.

3. Выполнить анализ полученных результатов.

1 КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЯ

В качестве двигателя-прототипа в данном проекте выбран газотурбинный двигатель АИ-336−1-10. Двигатель-прототип выполнен по одновальной схеме. Входное устройство двигателя осевого типа. Компрессор двигателя — осевой, двухкаскадный, четырнадцатиступенчатый, состоит из околозвукового компрессора низкого давления (КНД) и дозвукового компрессора высокого давления (КВД). Камера сгорания? кольцевого типа, предназначена для подогрева воздуха после сжатия его в компрессоре за счёт сгорания в ней топлива и для получения заданной температуры газов на входе в турбину. Турбина двигателя? осевая, реактивная, пятиступенчатая.

Основные параметры двигателя-прототипа АИ-336−1-10:

— степень повышения давления в компрессоре: =21,55 при 4800 об/мин;

— температура газа перед турбиной: =1394 К;

— расход воздуха через двигатель: =41,9 кг/с;

1.1 Краткое описание конструкции турбины двигателя

Турбина двигателя? осевая, реактивная, пятиступенчатая, преобразует энергию газового потока в механическую энергию вращения компрессоров двигателя, приводов агрегатов и нагнетателя. Турбина расположена непосредственно за камерой сгорания. К турбине присоединяется диффузорное выходное устройство с промежуточным поджатием воздуха, которое служит для уменьшения давления за турбиной, т. е. для повышения теплоперепада на турбине и, соответственно, для увеличения мощности двигателя. В нашей силовой установке турбина состоит из одноступенчатой турбины высокого давления (ТВД), одноступенчатой турбины низкого давления (ТНД), каждая из которых включает статор и ротор, и трехступенчатой свободной турбины, которая состоит из статора, ротора и корпуса опор ротора свободной турбины. Ротор ТВД и ротор КВД образуют ротор высокого давления (ВД). Ротор ТНД и ротор КНД образуют ротор низкого давления (НД). Ротор свободной турбины соединён с ротором нагнетателя.

Опорами роторов ТВД и ТНД, являющимися задними опорами роторов ВД и НД, служат роликоподшипники; опорами ротора свободной турбины? шарикопод- шипник и роликоподшипник.

Все подшипники охлаждаются и смазываются маслом под давлением. Для предотвращения нагрева подшипников горячими газами их масляные полости изолированы радиально-торцовыми контактными уплотнениями.

Все опоры роторов турбин имеют устройства для гашения колебаний роторов, возникающих при работе двигателя,? масляные демпферы опор роторов.

Роторы турбин не имеют механической связи между собой, их взаимодействие обусловлено газодинамической связью.

Турбина высокого давления (ТВД)

Турбина высокого давления (ТВД)? осевая, реактивная, одноступенчатая, предназначена для преобразования части энергии газового потока, поступающего из КС, в механическую энергию, используемую для вращения ротора КВД и всех приводных агрегатов двигателя.

ТВД расположена за КС, её статор крепится к корпусу и конической балке корпуса КС, опора ротора смонтирована в статоре ТНД (корпусе опор турбин), а ротор крепится к валу КВД.

ТВД состоит из статора и ротора.

Статор? сопловой аппарат (СА) ТВД, включает наружный корпус, внутренний корпус и сектора сопловых лопаток между ними. Наружный корпус имеет проставки с сотовыми элементами лабиринтного уплотнения.

Сектор сопловых лопаток состоит из лопаток, охлаждаемых воздухом, отбираемым из полости вторичного потока КС, наружной и внутренней полок и имеет выступ для фиксации сектора в окружном направлении; в осевом направлении сектор фиксируется буртиком, а в радиальном? пояском. Бурт и поясок входят в соответствующие пазы во внутреннем и наружном корпусах.

К внутреннему корпусу болтами крепятся кольца с сотовыми элементами лабиринтных уплотнений.

Наружный корпус центрируется относительно корпуса КС призонными болтами и крепится к нему болтовыми соединениями, состоящими из болтов и самоконтрящихся гаек; внутренний корпус крепится к конической балке КС болтами.

Ротор ТВД включает рабочее колесо (РК) и задний вал. РК состоит из диска имеющего на ободе ёлочные пазы, в каждом из которых крепятся левая и правая рабочие лопатки, образующие лопаточный венец и зафиксированные контровками, а также гребешков лабиринтных уплотнений. Правая и левая лопатки охлаждаются воздухом, подводимым из-за КВД. Каждая охлаждаемая рабочая лопатка имеет бандажную полку с гребешком лабиринтного уплотнения, полку хвостовика и хвостовик? ёлочного типа?.

На заднем валу ТВД, имеющем гребешки лабиринтных уплотнений, смонтированы детали радиально-торцового контактного уплотнения и внутреннее кольцо роликоподшипника, а внутри вала? уплотнительное кольцо.

Ротор ТВД крепится к заднему валу КВД стяжными болтами, имеющими призонные участки для центрирования РК относительно заднего вала КВД и передачи крутящего момента, и призонные участки для центрирования заднего вала ТВД относительно РК

2. РАСЧЕТ НАДЕЖНОСТИ ЛОПАТОК ТУРБИНЫ С УЧЕТОМ ВНЕЗАПНЫХ ОТКАЗОВ

Рабочие лопатки турбины подвержены нагрузкам от газовых, центробежных сил и термических напряжений (их в работе не учитываем), которые вызывают статические и переменные напряжения.

Исходные данные для расчета:

1. Материал лопатки: сплав ЖС-6К (на основе никеля).

2. Плотность материала: с = 8200 кг/м3.

3. Температура лопатки на среднем радиусе: Tл. ср. =1020К. Знать температуру лопатки турбины в различных ее сечениях необходимо для установления предела длительной прочности.

В связи с передачей тепла от лопатки в диск, теплопроводностью температура ее примерно на одной трети длины у корня существенно уменьшается. Обычно температура лопатки в корневом сечении составляет:

.

Приближенно можно считать, что на двух третях длины лопатки температура постоянна, а на одной трети (у втулки) изменяется по закону кубической параболы:

,

где: L — длина профильной части пера лопатки;

Х — расстояние от корневого сечения лопатки до расчетного; (Х).

Разбиваем перо лопатки на 11 равных частей (рисунок 2. 1) и получаем 11 сечений — от первого (втулочного) до одиннадцатого (периферийного).

Температуру лопатки на среднем радиусе берем из газодинамического расчета турбины на среднем радиусе: Tл. ср.= 1020 К.

Температура лопатки в корневом сечении составляет:

Tл. корн. =Tл. ср. ?100 = 1020 ?100 = 920 К.

4. Предел длительной прочности в 11-ти сечениях по радиусу рабочей лопатки: уtдл =700, 600, 520, 500, 500, 500, 500, 500, 500, 500, 500 МПа.

5. Коэффициент вариации предела длительной прочности: х уtдл = 10%.

6. Мощность ступени: N = 20 100 000 Вт.

7. Угловая скорость: = =рад/с.

8. Число рабочих лопаток: z = 75.

9. Высота пера лопатки: Lп = 0,0605 м.

10. Втулочный радиус: Rвт.= 0,404 м.

11. Средний радиус: Rср = 0,435 м.

12. Периферийный радиус: Rnep.= 0,465 м.

13. Расход газа: Gг = 65,3 кг/с.

14. Осевые составляющие абсолютной скорости газа на входе: с1а =164 м/с и выходе: с2а = 167 м/с РК.

15. Давление на входе: Р1 = 1 020 000 Па и выходе: Р2 = 647 000 Па ступени.

16. Объем бандажной полки и вынос ее центра тяжести в окружном и осевом направлениях: VP=0 м3, UPP=0, APP=0.

17. Относительные выносы центра тяжести периферийного сечения пера лопатки в окружном и осевом направлениях: AU=0, AA=0.

18. Хорда профиля во всех сечениях по радиусу пера лопатки: b = 0,0442 м.

19. Максимальная толщина профиля в корневом, среднем и периферийном сечениях пера лопатки: Свт. =0,0096 м, Сср. =0,0088 м, Спер. =0,008 м.

20. Максимальная стрела прогиба средней линии профиля в корневом, среднем и периферийном сечениях пера лопатки: fвт= 0,016 м, fср.= 0,014 м, fпер.= 0,012 м.

21. Интенсивность окружных газовых сил на среднем радиусе:

;

23. Интенсивность осевых газовых сил во втулочном сечении:

;

23. Интенсивность осевых газовых сил в периферийном сечении:

;

.

24. Угол установки профиля во втулочном, среднем и периферийном сечениях: к = 0,971 рад, ср = 0,895 рад, пер=0,772 рад.

Проанализировав назначение, режимы работы, особенности конструкции, технологии изготовления и эксплуатации проектируемого двигателя, определяем возможные (предельные) отклонения возмущающих факторов:

-мощности ступени ДN = 6 030 000 Вт;

-высоты лопатки ДLп = 19·10−6 м. ;

-угловой скорости Дщ = 21,15 рад/с;

-среднего радиуса ДRср = 40·10−6м;

-расхода газа ДGг = 3,26 кг/с;

-изменения осевой составляющей скорости Дса=8,2 м/с;

-изменения давления на рабочем колесе ДP = 51 000 Па;

-хорды профиля Дb = 0,17·10−6 м;

-максимальной величины прогиба средней линии профиля Дf =26·10−6м;

-максимальной толщины профиля ДC=22·10−6 м;

-плотности материала Дс =246 кг/м3.

При использовании программы кафедры 203 «n_lop_ENG. exe» и методических пособий [1,2] проводим расчет для всех сечений лопатки, в результате которого получаем распределение прочностных характеристик и вероятностей неразрушения лопатки за 1 секунду по сечениям, и по данным файла lop. rez находим напряжения растяжения и суммарные напряжения материала лопатки, математическое ожидание и дисперсию в характерных точках одиннадцати сечений, которые представлены в таблице.

Таблица 2. 1

Результаты расчета

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА

GT PO PO9 VSPT OMEGA OMEGA9

. 1000E+01. 8200E+04. 2460E+03. 1000E+00. 1057E+04. 2100E+02

N N9 MG MG9 C1A C2A

. 2010E+08. 6030E+06. 6530E+02. 3265E+01. 1640E+03. 1670E+03

CA9 P1 P2 P9 L L9

. 8200E+01. 1020E+07. 6470E+06. 5100E+05. 6050E-01. 1900E-04

R1 R2 RCP RCP9 VP Z

. 4047E+00. 4652E+00. 4350E+00. 4000E-04. 0000E+00 75

UPP APP AA AU PU PAK

. 0000E+00. 0000E+00. 0000E+00. 0000E+00. 4032E+04. 1339E+05

PAP SPT

. 1539E+05 800. 00 650. 00 550. 00 500. 00 500. 00

500. 00 500. 00 500. 00 500. 00 500. 00 500. 00

B B9 D D9

. 044. 044. 044. 1100E-04. 010. 009. 008. 9000E-05

H H9 GA

. 016. 014. 012. 1100E-04. 971. 895. 772

РАСЧЁТ ВЕРОЯТНОСТИ НЕРАЗРУШЕНИЯ ЛОПАТКИ

НАПРЯЖЕНИЯ и ДИСПЕРСИИ

Растяжение Суммарное в т. А Суммарное в т. В Суммарное в т. С

N сеч. Напр. Дисп. Напр. Дисп. Напр. Дисп. Напр. Дисп.

1 220. 55 16. 01 247. 77 18. 40 241. 28 18. 63 204. 20 16. 94

2 201. 49 16. 01 219. 29 18. 58 217. 60 18. 83 190. 01 17. 03

3 181. 83 16. 01 190. 42 18. 77 193. 17 19. 03 175. 23 17. 13

4 161. 55 16. 01 161. 82 18. 98 155. 09 19. 24 163. 32 17. 23

5 140. 61 16. 01 149. 33 19. 20 139. 12 19. 47 137. 65 17. 34

6 119. 01 16. 01 135. 65 19. 45 122. 50 19. 73 111. 45 17. 46

7 96. 71 16. 01 120. 65 19. 72 105. 12 20. 01 84. 77 17. 60

8 73. 69 16. 01 104. 18 20. 02 86. 84 20. 32 57. 66 17. 76

9 49. 92 16. 01 86. 05 20. 36 67. 49 20. 67 30. 19 17. 95

10 25. 37 16. 01 66. 07 20. 74 46. 84 21. 07 2. 47 18. 16

Коэффициенты

Точка, А Точка В Точка С

Сеч. Запаса Вариации XA Запаса Вариации XB Запаса Вариации XC

1 3. 23. 1731E-01 6. 893 3. 32. 1789E-01 6. 974 3. 92. 2016E-01 7. 438

2 2. 96. 1966E-01 6. 612 2. 99. 1994E-01 6. 638 3. 42. 2172E-01 7. 062

3 2. 89. 2275E-01 6. 518 2. 85. 2258E-01 6. 467 3. 14. 2362E-01 6. 795

4 3. 09. 2692E-01 6. 738 3. 22. 2828E-01 6. 872 3. 06. 2541E-01 6. 710

5 3. 35. 2934E-01 6. 987 3. 59. 3172E-01 7. 190 3. 63. 3025E-01 7. 222

6 3. 69. 3251E-01 7. 259 4. 08. 3626E-01 7. 520 4. 49. 3749E-01 7. 744

7 4. 14. 3681E-01 7. 557 4. 76. 4255E-01 7. 866 5. 90. 4950E-01 8. 276

8 4. 80. 4295E-01 7. 885 5. 76. 5191E-01 8. 230 8. 67. 7310E-01 8. 816

9 5. 81. 5244E-01 8. 245 7. 41. 6738E-01 8. 615 16. 56. 1403E+00 9. 363

10 7. 57. 6894E-01 8. 643 10. 68. 9800E-01 9. 025 202. 65. 1727E+01 9. 915

Вероятность неразрушения

Сеч. PA PB PC

1 1. 0 1. 0 1. 0

2 1. 0 1. 0 1. 0

3 1. 0 1. 0 1. 0

4 1. 0 1. 0 1. 0

5 1. 0 1. 0 1. 0

6 1. 0 1. 0 1. 0

7 1. 0 1. 0 1. 0

8 1. 0 1. 0 1. 0

9 1. 0 1. 0 1. 0

10 1. 0 1. 0 1. 0

В результате расчета получены напряжения, коэффициенты запаса прочности, коэффициенты вариации и вероятность неразрушения в 10-ти сечениях в самых опасных точках сечения пера лопатки. Проведен расчет вероятности неразрушения лопатки, напряжения и дисперсии. Наиболее напряженным оказался участок лопатки в точке В в сечении 3, суммарное напряжение в этой точке (). Минимальный коэффициент запаса прочности материала лопатки в этом сечении составляет.

Находим плотность распределения нормального напряжения по формуле:

,

где: — математическое ожидание, =МПа (таблица 2. 1);

s — дисперсия в пределах;

— среднеквадратичное отклонение:

,

где: — дисперсия рабочего напряжения, = 19,03 (таблица 2. 1).

Находим плотность распределения длительного напряжения по формуле:

,

где: — математическое ожидание, =550 МПа (таблица 2. 1);

R — дисперсия в пределах;

— среднеквадратичное отклонение:

,

где: — коэффициент вариации длительного напряжения.

По результатам расчета строим модель «Нагрузка-прочность».

Рисунок 2.2? Модель «Нагрузка-прочность» в момент наработки 1000 ч

2.1 Нормирование уровня надежности лопатки

Назначаем вероятность безотказной работы двигателя в целом: =0,999.

При эксплуатации ГТД величина вероятности неразрушения лопатки рабочего колеса турбины определяется из следующих условий:

— вероятность неразрушения турбины двигателя в целом:

,

где: 9? показатель, характеризующий количество систем двигателя.

— вероятность неразрушения одной ступени турбины:

,

где: к — количество ступеней турбины двигателя, к=5.

— вероятность неразрушения рабочего колеса турбины:

.

— вероятность неразрушения лопаточного венца ступени турбины:

,

где: 3? показатель, характеризующий конструктивные детали рабочего колеса (диск, замок, лопатка).

— вероятность неразрушения одной рабочей лопатки:

,

где: z — количество рабочих лопаток, z=75.

Для расчета коэффициента запаса прочности необходимо построить график зависимости вероятности безотказной работы двигателя от коэффициента запаса прочности. Вероятность безотказной работы двигателя находим по формуле:

,

,

где: х — гауссова мера надежности;

— средний запас прочности;

— коэффициент вариации предела длительной прочности,=0,1;

— коэффициент вариации суммарного напряжения, (таблица 2. 1).

Для построения зависимости используем таблицу 3 [1]. График зависимости вероятности безотказной работы двигателя от коэффициента запаса прочности показан на рисунке 2.3.

Рисунок 2.3? Зависимость вероятности неразрушения лопатки от коэффициента запаса прочности

Для нахождения наработки двигателя до первого отказа с учетом внезапных отказов, найдем коэффициент запаса прочности при. Тогда вероятность безотказной работы будет равна:

.

Как видно из графика, заданная вероятность, () безотказной работы лопатки обеспечивается при коэффициенте запаса прочности равном 2,171.

2.2 Определение среднего времени безотказной работы в случае внезапных отказов

Для построения графика зависимости предела длительной прочности и рабочего напряжения от времени используем таблицу 2 [2], из которой для материала ЖС-6К при температуре 920 К находим и.

Уравнение кривой длительной прочности:

,

где: — действующее напряжение, МПа;

— время до разрушения лопатки;

и — постоянные для данного материала и температуры детали коэффициенты:

,

.

Также на графике отлаживаем величину рабочего напряжения с дисперсией и величину (рисунок 2. 4).

На рисунке 2.4 показано как с течением времени уменьшается предел длительной прочности, а также неизменную времени рабочую нагрузку. В случае их пересечения будет присутствовать вероятность разрушения детали.

Для определения времени работы изделия при заданной вероятности безотказной работы, необходимо рабочую нагрузку детали умножить на выбранный по рисунку 2.3 коэффициент запаса прочности и полученную величину отложить на рисунке 2.4. Точка пересечения построенной линии с кривой длительной прочности детали и даст искомое время.

Рисунок 2.4 ?Зависимость предела длительной прочности и рабочего напряжения от времени

В результате расчета надежности лопатки турбины с учетом внезапных отказов было определено, что спроектированная лопатка не соответствует необходимому уровню, так как выбранный материал лопатки не обеспечивает достаточную надежность. Для увеличения времени безотказной работы нужно выбрать другой материал изготовления лопатки.

3. РАСЧЕТ НАДЕЖНОСТИ ЛОПАТКИ ТУРБИНЫ ПРИ ПОВТОРНО-СТАТИЧЕСКИХ НАГРУЖЕНИЯХ

Узлы двигателя работают определенными циклами: запуск, рабочий режим, остановка. Соответственно этому напряженно-деформированному состояние деталей изменяется циклически.

Несмотря на то, что в каждом цикле нагружение носит статический характер, при повторных нагружениях в материале возникают явления типичные для усталости. Поэтому разрушение деталей при сравнительно не большом числе циклов (N=102…105) называют малоцикловой усталостью, а способность материала сопротивляться такому разрушению называется малоцикловой прочностью. Исходные данные занесены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1? Исходные данные для расчета

Материал

Температура

испытания, ОС

, МПа

LgN*

ЖС-6К

800

441,5

392,4

7

8

Определяем продолжительность работы =24 ч. Количество циклов за ресурс работы двигателя =20 000 ч определяем по формуле:

nn=/=20 000/24=833,3.

Количество приемистостей за ресурс складывается из:

— проверки перед запуском: n1=nn;

— пробы перед запуском: n2=nn;

— запуск: n3=nn,(n1=n2=n3=nn=833,33);

— проверки после регламентных работ: n4=/1000=20 000/1000=20;

— количества прерванных работ: n5=0,005· nn=0,005·833,3=4,2.

Следовательно, в эксплуатации за ресурс, максимальное количество режимов запуска:

(N)мах= n1+n2+n3+n4+n5=833,3+833,3+833,3+20+4,2=2524,1 режимов.

Минимальное:

(N)мин= n1+n3+n4=833,3+833,3+20=1686,6 режимов.

Если считать, что на основе центральной предельной теоремы теории вероятности, что (Nмах) описывается нормальным законом, то:

;

.

Определяем среднее напряжение и амплитудное пульсирующего цикла:

==0,5·=0,5·102,6=51,3 МПа,

где: — максимальное напряжение в лопатке (таблица 2. 1).

Эффективный коэффициент концентрации напряжений:

,

где: ?коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений, принимаем [2];

— теоретический коэффициент концентрации напряжений, =1,1;

.

Рассчитываем коэффициент, учитывающий абсолютные размеры детали:

,

где: d? характерный размер (хорда профиля), d = 14 мм;

= 0,5 для деформируемых материалов;

= 0,03 выбираем из диапазона 0,01… 0,03;

Рассчитываем коэффициент, учитывающий влияние состояния поверхности и упрочнения. Коэффициент зависит от 3-х факторов:

— шероховатость;

— коррозийные повреждения;

— упрочняющее покрытие.

.

где: значение коэффициента, определяем как отношение пределов выносливости деталей, изготовленных по действующей технологии, к пределу выносливости аналогичного образца (детали), выполненного по «стандартной технологии», 0,9;

коэффициент, характеризующий снижение пределов выносливости в результате коррозионного повреждения поверхностного слоя, при условии пресная вода (образец с концентрацией напряжений, а также без концентрации напряжений в морской воде), 0,28;

коэффициент равный отношению предела выносливости деталей при упрочняющей технологии и деталей, изготовленных без ее применения.

Метод упрочнения:

— специальная термическая обработка (нагрев до умеренных температур и быстрое охлаждение поверхности для создания сжимающих остаточных напряжений) обычно 1,6… 2,5, 1,9.

.

Вычисляем величину Б:

,

где: коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла, для жаропрочных сталей принимаем 0,2.

Вычисляем параметры кривой выносливости:

,

.

Вычисляем математическое ожидание числа циклов до разрушения детали на максимальном режиме:

.

Среднеквадратическое отклонение числа циклов до разрушения определяем по формуле:

.

Теперь определяем:

;

.

Отсюда находим:

,

В расчете надежности деталей при повторно-статическом нагружении за ресурс лопатки турбины =20 000 ч, была получена вероятность неразрушения детали за ресурс работы двигателя Pп (t)=1. Это значит, что при повторно-статическом нагружении за ресурс работы двигателя сохраняется работоспособность данного двигателя.

4. РАСЧЕТ НАДЕЖНОСТИ ДЕТАЛЕЙ С УЧЕТОМ ДЛИТЕЛЬНОЙ ПРОЧНОСТИ

Для большинства конструкционных материалов при нормальной температуре статическая прочность практически не зависит от времени приложения нагрузки. С повышением температуры механические свойства материалов изменяются, пределы прочности убывают, пластичность повышается, но при некоторых температурах она может понижаться.

Предел длительной прочности? это постоянное напряжение, приложенное к образцу или детали, при постоянной температуре и приводящее к их разрушению в течение заданного промежутка времени.

Двигатель в эксплуатации работает в режимах:

— максимальном при Тmах=930 К;

— малого газа при Тмг =723 К;

Вычисляем фиктивное напряжение материала лопатки на максимальном режиме работы двигателя:

,

где: — коэффициент чувствительности к повторности нагружения [1], =0,9;

?рабочее напряжение в расчетном сечении на максимальном режиме, из расчета на прочность, =114 МПа.

.

Вычисляем фиктивное напряжение материала лопатки на минимальном режиме работы двигателя:

.

Из таблицы [2] для температуры детали на данном режиме эксплуатации выпишем значения и (таблица 4. 1), а также определяем n и А.

Таблица 4. 1? Исходные данные для расчета

Т=930К

n=7,34

A=7,49•1021

Т=723К

n=9,32

A=2,57•1029

,

,

,

.

Определяем время до разрушения на каждом режиме эксплуатации:

,

.

Величина относительных накоплений повреждений за время эксплуатации:

Определяем дисперсию случайной величины П с помощью теоремы о математическом ожидании и дисперсии линейной функции:

.

Вычисляем дисперсию относительной величины накопленных повреждений при работе двигателя на максимальном режиме:

где коэффициенты влияния:

,

,

.

а дисперсия возмущающих факторов:

,

,

где:

.

Вычисляем дисперсию относительной величины накопленных повреждений при работе двигателя на режиме малого газа:

где коэффициент влияния:

,

,

,

а дисперсия возмущающих факторов:

,

,

где:

.

Тогда находим:

,

,

Вычисляем вероятность неразрушения детали за время эксплуатации двигателя:

В результате проведенного расчета была определена величина относительных накоплений повреждений за время эксплуатации и значение дисперсии случайной величины П при работе двигателя на максимальном режиме и на режиме малого газа. Определена вероятность неразрушения детали.

5. ОЦЕНКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ С УЧЕТОМ ВНЕЗАПНЫХ И ПОСТЕПЕННЫХ ОТКАЗОВ

Данная долговечность определяется на основе долговечности с учетом внезапных отказов, найденной выше () и долговечности с учетом постепенных отказов.

Определяем суммарное время наработки на отказ:

где: — суммарное среднестатистическое отклонение:

;

где: — определяется графически из рисунка 5. 1, ,

— время, при котором становится равным 1,.

Рисунок 5.1 — Зависимость относительной величины накопленных повреждений от времени

В результате проведения расчета была определена долговечность с учетом внезапных и постепенных отказов, в результате чего было получено время неразрушения турбины за период эксплуатации равное 25 357 часов.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения данного курсового проекта были проведены основные расчеты лопатки первой ступени турбины, целью которых являлось определение надежности этой значимой детали двигателя. Вероятность неразрушения лопатки проверялась при различных условиях нагружения.

Полученные результаты показали, что спроектированная ранее лопатка турбины сможет исправно работать до первого капитального ремонта.

Назначенный мной ресурс 20 000 часов в настоящее время является недостаточно высоким и, по возможности, его надо повышать за счет применения более новых жаропрочных сплавов или применять лопатки с направленной кристаллизацией (монокристаллическое прецессионное литье по выплавляемым моделям).

В целом надежность лопатки удовлетворяет поставленным требованиям для данного ресурса и условий эксплуатации.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Москаленко А. С. «Расчет надежности деталей авиационных газотурбинных двигателей» Харьков: «ХАИ» 1985−106с.

2. Москаленко А. С. «Расчет надежности авиационного двигателя» Харьков: «ХАИ» 1990−37с.

3. Биргер И. А., Шорр Б. Ф., Иосилевич Г. Б. Расчет на прочность деталей машин: Справочник. -М.: Машиностроение, 1979.- 702 с.

4. Косточкин В. В. Надежность авиационных двигателей и силовых установок. Учебник для студентов авиационных специальностей вузов, — 2-е изд., переработанное и дополненное. — М. :Машиностроение, 1988. — 272с.

5. Акимов В. М. Основы надежности газотурбинных двигателей. — М. :
Машиностроение, 1984. — 207с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой