Расчет турбины турбореактивного двухконтурного двигателя на базе АЛ–31Ф

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Расчет турбины турбореактивного двухконтурного

двигателя на базе АЛ-31Ф

1. Теоретическая часть

1.1 Термогазодинамический расчет двигателя

1.1.1 Выбор и обоснование параметров

Выбор параметров двигателя осуществляется в соответствии с рекомендациями, изложенными в методическом пособии[1].

В зависимости от назначения и условий, при которых рассчитывается двигатель, выбираются параметры узлов (ВХ, K, вс,г, т*, цс) и соответствующие им режимы работы на характеристиках. В основу оптимизации параметров закладываются разные критерии (целевые функции): минимум удельного расхода топлива, максимум тяги, обеспечение надежности на чрезвычайных режимах работы и т. п.

Основными параметрами рабочего процесса двигателя, оказывающими существенное влияние на его удельные параметры, является температура газа перед турбиной Т*г и степеньповышения давления в компрессоре (во внутреннем контуре) р*кІ, в вентиляторе р*вІІ.

Выбор степени двухконтурности

Двигатель будет использоваться на боевом самолете, способном совершать полеты на сверхзвукой скорости. Для двигателей таких самолетов характерны малые степени двухконтурности. Учитывая значения параметров двигателя прототипа примем степень двухконтурностиm = 0. 56.

Температура газа перед турбиной

Современные достижения материаловедения и технологии, а также совершенствование систем охлаждения лопаток газовых турбин позволяет существенно увеличивать допускаемое значение Т*г.

Увеличение температуры газов перед турбиной позволяет значительно увеличить удельную тягу двигателя и, следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Для обеспечения надежности работы турбины при высоких значениях температуры газа (Т*г> 1250 К) необходимо применять охлаждаемые лопатки. С учетом использования конструкционных материалов двигателя-прототипа принимаем Т*Г = 1650 К.

Степень повышения давления в вентиляторе

При Т*Г = 1650 К и *кІ= 23.0 оптимальное значение степени повышения давления в вентиляторе наружного контура *вІІ опт = 3. 918 (см. таблицу 1. 2), однако с целью разгрузки ТНД возьмем несколько меньшее значение *вІІ=3.5.

КПД компрессора и турбины

Величина изоэнтропического КПД многоступенчатого компрессора по параметрам заторможенного потока зависит от степени повышения давления в компрессоре и КПД его ступеней:

где — среднее значение КПД ступеней.

На расчетном режиме среднее значение КПД ступеней в многоступенчатом осевом компрессоре современных ГТД лежит в пределах

= 0,88.. 0,90. Принимаем = 0,895.

Рассчитываем КПД для рк1*=23,0:

Значения КПД охлаждаемых турбин меньше значений КПД неохлаждаемых. Для вычисления КПД охлаждаемых турбин рекомендуется использовать следующую формулу:

где *т неохл— КПД неохлаждаемой турбины.

Неохлаждаемые турбины необходимо применять при температуре

Т*г ?1250 К. КПД неохлаждаемой турбины принимаем *т неохл= 0,92. Тогда:

Физические константы воздуха и продуктов сгорания

Показатель изоэнтропы:

к =1. 4; кг=1. 33.

Универсальная газовая постоянная:

R =287 Дж/кг·K; Rг=288 Дж/кг·K.

Удельная теплоёмкость при постоянном давлении:

Cp=1005 Дж/кгК; Срг=1160 Дж/кгК.

Потери в элементах проточной части двигателя

Потери в элементах проточной части двигателя задаются значениями коэффициентов восстановления полного давления в этих элементах.

Коэффициент восстановления полного давления для входных устройств:

Для входных устройств ТРДД ВХ составляет 0,97…0,995. Принимаем ВХ=0,97.

Потери полного давления в камере сгорания вызываются гидравлическим и тепловым сопротивлением. Гидравлическое сопротивление определяется в основном потерями в диффузоре, фронтовом устройстве камеры сгорания, при смешении струи газов, имеющих различные плотности, при повороте потока газов гидр=0,93… 0,97, принимаем гидр = 0,964, гидрф = 0,98.

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу тепл> 0,97… 0,98. Примем величину коэффициента теплового сопротивления тепл= 0,98. Определяем величину коэффициента потерь полного давления в камере сгорания:

кс = гидр. тепл = 0,964·0,98=0,945.

ф = 0,92

Потери тепла в камерах сгорания, главным образом, связаны с неполным сгоранием топлива и оцениваются коэффициентом полноты сгорания зг. Этот коэффициент на расчётном режиме достигает значений 0,97.. 0,99.

Выбираем з г = 0,99.

При наличии переходного канала между компрессорами ВД и НД коэффициент восстановления полного давления упт выбирается в пределах упт=0,985…1. Принимаем упт=0,995.

При истечении газа из суживающегося сопла возникают потери, обусловленные трением потока о стенки сопла, а также внутренним трением в газе. Эти потери оцениваются коэффициентом скорости цс. Для сопел при-нимаем цс1=0,99

При малом различии скоростей потоков наружного и внутреннего контуров на входе в камеру смешения, обусловленном равенством статических и примерным равенством заторможенных давлений в этом сечении, потери на смешение невелики и могут задаваться значением коэффициента см=0,98… 0,99, принимаем см = 0,985.

Для задания простого суживающего сопла принимается с=1, а полное расширение газа в сопле при сверхкритическом перепаде давлений реализуется прис=0,1. Принимаем с1=0,1,

Современные двигатели имеют сложную систему охлаждения горячих частей (первые ступени турбины). Необходимо также производить подогрев элементов входного устройства, поскольку попадание в проточную часть

двигателя льда может привести к повреждению лопаток. Для всех этих нужд требуется воздух, отбираемый из-за компрессора или какой-либо его ступени. Отбор сжатого воздуха оценивается относительной величиной Для расчёта принимаем =0,100.

1.1.2 Термогазодинамический расчёт двигателя на ЭВМ

Рисунок 1.1 — Схема двигателя

Целью термогазодинамического расчета двигателя является определение основных удельных параметров (Pуд — удельной тяги, Суд — удельного расхода топлива и расхода воздуха Gв).

С помощью программы rdd. exe [1] выполняем термогазодинамический расчет ГТД.

Исходными данными для расчета являются параметры, выбранные в предыдущем разделе.

Для авиационного керосина, используемого в качестве топлива: теплотворная способность топлива Нu =43 000 кДж/кг, теоретически необходимое количество воздуха для полного сгорания одного килограмма

топлива =14,8кгвозд/кгтопл.

Исходными данными для расчета являются следующие величины, определяющие расчетный режим двигателя:

· Gв — величина расхода воздуха через двигатель;

· рк*, Т*г — параметры, определяющие термогазодинамический цикл двигателя на расчетном режиме;

· , — КПД компрессора и турбины компрессора;

· , — КПД вентилятора, механические КПД двигателя и компрессора;

· - коэффициент полноты сгорания топлива;

· , — коэффициенты восстановления полного давления в элементах проточной части двигателя.

Так как основной целью термогазодинамического расчета является определение удельных параметров двигателя Руд и Суд, то данный расчет обычно выполняют для Gв=1 кг/с. При этом вычисляют значения параметров рабочего тела в характерных сечениях по проточной части двигателя. Эти данные используют при согласовании параметров компрессора и турбины и при общей компоновке проточной части двигателя.

В таблице1.1 представлены данные, необходимые для термогазодинами-ческого расчета двухконтурного двигателя.

В таблице1.2 представлены результаты термогазодинамического расчета, выполненного на ЭВМ (файл Rdd. rez).

Таблица 1.1 — Исходные данные

Выводы

В результате термогазодинамического расчёта на ЭВМ определены удельная тяга двигателя и удельный расход топлива

А также отчетливо видно, что уменьшение степени повышения давления в вентиляторе привело к желаемой разгрузке турбины вентилятора.

1.2 согласование параметров компрессора и турбины

1.2.1 Выбор и обоснование исходных данных для согласования

Расчет выполняем по методике [2] с использованием программы SLRDD. exe.

Согласование работы турбины и компрессора является наиболее важным этапом проектирования двигателя. Целью согласования является распределение работы между каскадами и ступенями компрессора, ступенями турбины, определение основных размеров двигателя. В ходе выполнения расчёта необходимо соблюдать основные ограничения, обеспечивающие надёжную и экономичную работу. Среди них: относительная высота лопаток последних ступеней компрессора и первых ступеней турбины, относительный втулочный диаметр на выходе из компрессора, степень реактивности ступеней компрессора, нагрузка на ступени турбины.

Исходными данными для этих расчетов являются значения заторможенных параметров рабочего тела (воздуха и продуктов сгорания) в характерных (расчетных) сечениях проточной части, основные геометрические (диаметральные) соотношения каскадов лопаточных машин, а также принимаемые значения коэффициентов аэродинамической загрузки компрессорных и турбинных ступеней.

Вентилятор в данном двигателе сильно загружен, поэтому наиболее целесообразно выбрать форму проточной часть cпостоянным наружным диаметром Dср=const. Из аналогичных соображений выбираем форму проточной части для компресора высокого давления также так же Dк=const.

Форма проточной части турбины выбирается из конструктивных соображений. Значение среднего коэффициента нагрузки в турбине не должно превышать величины =1.8.

Для использования ПЭВМ при выполнении этого этапа проектирования на кафедре разработан комплект программ, позволяющий осуществить формирование облика ГТД различных типов и схем. Используем программу расчёта двухвального (ТРДД-2). Файлы программ формирования облика ТРДД-2:

rdd. dat — файл исходных данных;

rdd. exe — исполнимый файл;

rdd. rez — файл результатов теплового расчета ТРДДсм;

srdd. dat — файл передачи данных теплового расчета;

slrd2. exe — исполнимый файл;

slrd2. rez — файл результатов программы формирования облика ТРДД-2.

Для возможности просмотра графического изображения получаемой проточной части ГТД в комплект введена и программа графического сопровождения fogt. exe.

Результаты счета заносятся в файл slrd2. rez и в файл исходных данных fogtd. dat программы графического сопровождения fogt. exe.

В качестве расчетных сечений при увязке параметров приняты:

1)входное сечение вентилятора (в-в), определяющее габариты двигателя и частоту вращения ротора;

2)входное сечение КВД

3) выходное сечение компрессора (к-к), определяющее ограничения по относительному диаметру втулки и углу последней ступени ();

4) выходное сечение турбины (т-т), определяющее средний коэффициент нагрузки ступеней турбины вентилятора, величину скорости на выходе, относительную длину лопаток, величину напряжений в лопатках;

5) выходное сечение каскада (ТВД), определяющее аналогичные параметры, что и в сечении т-т.

В расчете предполагается осевое течение во всех расчетных сечениях и равенство расходов воздуха и газа во внутреннем контуре, т. е..

Для упрощения перехода к следующим этапам расчета двигателя, дополнительно определяются КПД и параметры на входе для каждого каскада компрессора.

Исходные данные для выполнения формирования облика двигателя на ЭВМ, представлены в таблице 1.3.

1.2.2 Результаты расчёта и формирование облика двигателя

Формирование облика (проточной части) ГТД является одним из наиболее важных начальных этапов проектирования ГТД, непосредственно следующим за выполнением теплового расчета и предшествующим газодинамическим расчетам элементов проточной части (каскадов компрессоров и турбин). При выполнении расчетов по формированию облика ГТД определяются: форма проточной части, частоты вращения роторов и число ступеней каскадов лопаточных машин.

Результаты расчёта представлены в таблице 1.4.

На рисунке 1.2 показана схема проточной части двигателя, полученная в результате выполнения согласования.

Таблица1. 3- Исходные данные:

Рисунок 1.2 — Схема проточной части двигателя

Вывод

На данном этапе проектирования сформирован облик двигателя.

Компрессор низкого давления, состоит из четырёх ступеней, среднезагруженый (zc =0. 1838), имеет значения =0. 857.

Компрессор высокого давления состоит из девяти ступеней, среднезагруженый (zc =0. 2154), имеет значение =0. 9020.

Относительный диаметр втулки на выходе из последней ступени КВД вт=0. 909, что не превышает допустимого, вт =0. 92.

Турбина высокого давления, одноступенчатая, сильнонагруженая (Mz=1. 8071), имеет значение =0,885, обеспечивается условие (h/D)г=0,0762> 0,065.

Турбина вентилятора, одноступенчатая, среднезагруженая (Mz=1,542), имеет значение=0. 890, (h/D)т=0. 1164<0. 25.

1.3 Газодинамический расчет турбины на эвм

Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

Расчет и графическое представление результатов расчета проводятся на ЭВМ с помощью подпрограмм GDRGT и GFT.

В качестве исходных данных для расчета используются значения параметров, полученные в тепловом расчете и при формировании облика двигателя. Остальные параметры выбираются.

Для расчета необходимы такие исходные данные:

-- расход газа,.

-- температура за камерой сгорания,.

-- полное давление за камерой сгорания,.

-- температура охлаждающего воздуха,.

-- относительный радиальный зазор в горячем состоянии.

-- отношение скорости воздуха на выходе из отверстий к средней скорости газа в этом же сечении.

-- отношение средней скорости газа в сечении выпуска охлаждающего воздуха к скорости газа за решеткой.

-- относительная высота щели выпуска охлаждающего воздуха.

-- относительная толщина выходной кромки лопатки.

-- относительная толщина выходной кромки охлаждаемой лопатки.

-- мощность каждой ступени турбины,.

-- частота вращения рабочего колеса ступени,.

-- термодинамическая степень реактивности каждой ступени.

-- средний диаметр лопаток соплового аппарата на выходе,.

-- средний диаметр лопаток рабочего колеса на выходе,.

-- высота лопатки СА на выходе,.

-- высота лопатки РК на выходе,.

-- относительная толщина профиля лопатки СА на среднем диаметре.

-- относительная толщина профиля лопатки РК на среднем диаметре.

-- относительный расход охлаждающего воздуха через отверстия в области входной части профиля лопатки СА.

-- относительный расход воздуха через щели в области выходной кромки лопатки СА.

-- относительный расход воздуха через щели в области выходной кромки лопатки РК.

где -- относительный радиальный зазор в горячем состоянии. для рабочих венцов с бандажными полками.

Относительная скорость охлаждающего воздухалежит, в пределах

Принимаем.

Относительная скорость газа лежит в пределах. =0. 85

— относительная высота щели,

где hщ-- высота щели; hп -- высота перемычки. Принимаем= 0.8.

--относительная толщина кромки охлаждаемой лопатки, где

-- диаметр выходной кромки лопатки, -- «горло» межлопаточного канала.

В процессе расчета на ЭВМ мощность ТНД перераспределяем по ступеням так, чтобы получить значения угла потока в абсолютном движении на выходе из последней ступени.

Частоты вращения роторов КНД и КВД определены при газодинамическом расчете компрессора (раздел 3):

;.

Термодинамическая степень реактивности ступеней авиационных газовых турбины.

Геометрические параметры (средние диаметры рабочих колес и высоты их лопаток) определяем по данным согласования компрессоров и турбин (раздел 2).

Относительный расход охлаждающего воздуха через отверстия в области входной части профиля лопатки СА, через щели в области выходной кромки лопатки СА и РК корректируем в зависимости от температур лопаток СА и РК.

Находим необходимые данные для расчета турбины:

Массовый расход газа через турбину определяется выражением:

Расчет мощностей ступеней турбин:

кВт;

кВт;

Результаты расчета приведены в таблице 1.6.

Таблица 1. 6-- Результаты расчета

Далее представлены на рисунках 1. 3−1.4 графики изменения параметров по ступеням (,, ,, , и, и, и).

Рисунок 1.3 -- Распределение,, , и по ступеням турбины.

Рисунок 1.4 --Распределение, ,, и по ступеням турбины.

Рисунок 1.5 --Схема проточной части турбины.

Рисунок 1.6 -- План скоростей турбины для ступени № 1 на среднем радиусе

Рисунок 1.7 -- План скоростей турбины для ступени № 2 на среднем радиусе

Вывод

В результате газодинамического расчета на ЭВМ получены параметры, которые соответствуют требованиям, предъявляемым при проектировании осевой турбины. Спроектированная турбина на расчетном режиме работы обеспечивает допустимые углы натекания потока на рабочее колесо первой ступени град. Характерным изменением основных параметров (, и, и) вдоль проточной части соответствует типовому характеру для газовых осевых турбин. Степень реактивности ступеней турбины во втулочных сечениях имеет положительные значения.

1.4 Профилирование лопаток рк первой ступени турбины на ЭВМ

Расчет выполняем по методике [4]

Этапом проектирования турбины, следующим за расчетом на среднем (геометрическом) радиусе, является расчет и построение решеток профилей турбины по радиусу. При правильном выполнении этих двух этапов обеспечиваются требуемые параметры турбины.

При учебном проектировании расчет решеток рабочего колеса и их лопаток проводят на трех характерных радиусах.

Исходными данными для профилирования рабочей лопатки турбины являются газодинамические и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе, получаемые в результате газодинамического расчета турбины. Далее по выбранному закону крутки потока и по соответствующим формулам рассчитываются все параметры на трех сечениях.

Реальное течение воздуха в турбины является пространственным, периодически неустановившимся течением вязкого сжимаемого газа, математическое исследование которого в строгой постановке задачи в настоящее время практически невозможно. Для получения инженерных результатов реальное течение обычно рассматривается как установившееся, осесимметричное, при постоянстве гидравлических потерь по радиусу.

1.4.1 Выбор и обоснование закона профилирования

Для расчета треугольников скоростей в межвенцовых зазорах у корня и у периферии лопаток необходимо выбрать закон изменения параметров потока по радиусу. Этот закон выражается условием радиального равновесия, полученным в предположении, что поток в межвенцовых зазорах осесимметричен и линии тока располагаются по коаксиальным цилиндрическим поверхностям.

Примем закон закрутки и. В нашем случае, у этого закона есть ряд преимуществ:

1. Угол поворота потока во втулочных сечениях при прочих равных условиях на среднем радиусе меньше чем при законе закрутки.

2. Применение этого закона значительно упрощает технологию изготовления лопаток СА и РК, позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе.

3. При, лопатки СА и РК первой ступени турбины являются некручеными и имеют почти постоянный профиль по высоте, что способствует организации внутреннего охлаждения.

1.4.2 Расчёт параметров потока по радиусу

Исходные данные газодинамического расчета ступени турбины размещаются в файле исходных данных oct. dat (таблица 1. 7). Результаты расчета, получаемые по программе oct. exe, заносятся в файл oct. rez (таблица 1. 8). Также по этой программы построены графики, , Lc, Lw, по высоте лопатки (рисунок1. 8−1. 10) и планы скоростей (рисунок1. 11−1. 12).

Таблица 1.7 — Исходные данные

Таблица 1.8 — Результаты расчета параметров потока по радиусу ступени осевой газовой турбины

(Данные по пpофилиpованию записаны в файл gfrt. dat)

Профилирование лопатки РК по радиусу

Рисунок 1. 8- График изменения и по высоте лопатки на входе и выходе из рабочего колеса

Рисунок1. 9- График изменения Lc и Lw по высоте лопатки на входе и выходе из рабочего колеса.

Рисунок 1. 10- График изменения и по высоте лопатки на входе и выходе из рабочего колеса

Рисунок 1. 11- Треугольники скоростей в 1,2 и 3 сечениях лопатки рабочего колеса

Рисунок 1. 12- Треугольники скоростей в 4 и 5 сечениях лопатки рабочего колеса

1.4.3 Расчёт решеток профилей рабочего колеса

Данные построения содержатся в файле gfrt. dat (таблица 1. 9), построение профилей осуществляется с помощью графической программы gfrt. exe

Таблица 1.9 — Исходные данные для построения решетки профилей

Полученные решетки профилей РК турбины изображены на рисунках 1. 13−1. 17

Рисунок 1. 13 — Решетка профилей РК в сечении 1 (пер.)

Рисунок 1. 14 — Решетка профилей РК в сечении 2

Рисунок 1. 15 — Решетка профилей РК в сечении 3 (ср.)

Рисунок 1. 16 — Решетка профилей РК в сечении 4

Рисунок 1. 17 — Решетка профилей РК в сечении 5 (вт.)

Рисунок 1. 18- Профили рабочей лопатки турбины

В данном разделе были получены решетки профилей лопаток первой ступени рабочего колеса турбиныв пяти сечениях по высоте лопатки.

Во втулочном сечении скорость, однакоб2=48,76< 55град и? в=123,4> 120град, т. е. имеется местная диффузорность канала, но т.к. отклонения не превышают 5%, то профиль не требует корректировки.

Полученные профили лопаток имеют довольно большую относительную толщину (=0,264). Это связано с тем, что лопатка охлаждаемая, так как работает при высоких температурах. Наличие в лопатке охлаждающих каналов и вызвало увеличение относительной толщины профиля по сравнению с неохлаждаемыми лопатками.

ВЫВОДЫ

Результатом выполнения расчетно-теоретической части данной работы является термогазодинамический расчет двигателя тягой Р=26 630 Н, согласование параметров компрессора и турбины, расчет осевого компрессора, расчет турбины и построение решеток профилей лопаток рабочего колеса первой ступени турбины.

В ходе проведения расчетов были получены следующие параметры:

— температура газа — Тг* = 1650 К;

— Удельная тяга двигателя — Н·с/кг;

— Удельный расход топлива —;

— Расход воздуха на входе в компрессор — Gв = 112кг/с

При расчете турбины окончательно определили размеры проточной части, а также коэффициенты загрузки турбины.

Были построены треугольники скоростей и решетки профилей лопаток первой ступени рабочего колеса турбиныв пяти сечениях по высоте лопатки.

В результате профилирования обеспечиваются расчётные параметры потока на входе и выходе из решётки, уменьшается возможность отрыва потока от поверхности профиля, а форма лопатки удовлетворяет требованиям прочности и технологичности. Применение законов 1=const и 2=const значительно упрощает технологию изготовления лопаток СА и РК, а также позволяет создать хорошую конструктивную базу для их монтажа в статоре и роторе.

2. Конструкторская часть

2.1 Общие сведения

Двигатель выполнен по двухроторной схеме с осевым 13-ступенчатым двухкаскадным компрессором, разделительным корпусом с коробкой приводных агрегатов, кольцевой камерой сгорания, двухступенчатой турбиной, камерой смешения и эжекторным соплом.

Компрессор двигателя — осевой, двухкаскадный, 13-ти ступенчатый, с поворотными закрылками входного направляющего аппарата (ВНА) КНД и поворотными лопатками направляющего аппарата КВД. В узел компрессора входят: КНД, КВД и промежуточный корпус.

Компрессор низкого давления.

КНД предназначен для сжатия воздуха, поступающего в наружный и внутренний контуры двигателя.

КНД — четырехступенчатый, состоит из статора и ротора. В состав статора входят ВНА, кок, передняя опора, направляющие аппараты и корпус. ВНА — титановый, является силовым элементом двигателя. В ВНА смонтированы: передняя опора ротора, откачивающий маслонасос и кок. ВНА состоит из наружного кольца, ступицы и двадцати трёх стоек (семь из них полые). Стойки образуют единый аэродинамический профиль с поворотными закрылками. Цапфы поворотных закрылков установлены в подшипниках скольжения, смонтированных в наружном кольце и ступице.

Кок состоит из двух обечаек, образующих полость, которую поступает горячий воздух.

К наружному кольцу ВНА приварена обечайка коллектора, образующая полость, в которую через отверстия в бобышке подаётся горячий воздух из-за седьмой ступени КВД к стойкам и в полость кока.

Передняя опора ротора закреплена на заднем фланце ступицы ВНА. Корпус подшипника состоит из наружного и внутреннего корпусов. Упругость корпуса, а также наличие масляной плёнки в полости расположения упругого кольца обеспечивает гашение колебаний ротора.

Корпуса первой, второй, третьей и четвёртой ступеней — титановые, выполнены в виде тонкостенных кольцевых оболочек. Над рабочими лопатками первой и четвёртой ступеней выполнены полости кольцевого перепуска, расширяющие диапазон устойчивых режимов работы компрессора. Соединение корпусов фланцево-болтовое.

Направляющие аппараты (НА) первой, второй и третьей ступеней состоят из лопаток с наружными и внутренними полками и внутренних полуколец, являющихся неподвижными элементами воздушных лабиринтных уплотнений.

Уплотнения радиальных зазоров над рабочими лопатками и по внутренним кольцам НА — алюмографитное. Алюмографитированиюподвергаются и крышки люков, которые имеются на каждой ступени для осмотра лопаток.

Ротор КНД — барабано-дисковой конструкции, трёхсекционный. Первая секция состоит из передней цапфы, дисков первой и второй ступеней; вторая секция включает диск третьей ступени и заднюю цапфу; третья секция — диск четвёртой ступени. От ротора КНД получает привод откачивающий маслонасос передней опоры.

Диски ротора — титановые, тонкостенные, имеют пазы для крепления лопаток в замках «ласточкин хвост». Рабочие лопатки первой, второй и третьей ступени имеют антивибрационные полки, образующие кольцевой бандаж. Боковые поверхности замка и торцы полок лопаток с целью устранения наклёпа покрываются тонким слоем серебра. Осевая фиксация рабочих лопаток первой и второй ступеней осуществляется радиальными штифтами, лопаток третьей и четвертой ступеней — разрезными пружинными кольцами. Передняя цапфа, диски первой и второй ступеней, а также задняя цапфа с диском третьей ступеней сварены электронно-лучевой сваркой. Между дисками на барабанных участках выполнены гребешки лабиринтных уплотнений. Секции ротора КНД соединяются между собой фланцевыми болтовыми соединениями на дисках третьей и четвёртой ступеней. Центровка в соединениях и передача крутящего момента осуществляются призонными болтами.

Промежуточный корпус

Промежуточный корпус — основной элемент силовой схемы двигателя. В промежуточном корпусе воздух, поступающий из КНД, делится на два потока: наружного и внутреннего контуров.

В промежуточном корпусе установлены: спрямляющий аппарат КНД, задняя опора ротора КНД, передняя опора ротора КВД и центральная коническая передача (ЦКП).

Промежуточный корпус — титановый, сварной, состоит из наружного и внутреннего ободов, соединенных двадцатью радиальными полыми стойками. К стойкам приварено разделительное кольцо. К переднему фланцу наружного обода крепится корпус спрямляющего аппарата КНД, к заднему — передний корпус наружного контура. К фланцам внутреннего обода крепятся: корпус задней опоры КНД, спрямляющего аппарат КНД, корпус передней опоры ротора КВД и корпус ЦКП.

Полости стоек используются для установки рессор, трубопроводы подвода масла к подшипникам опор, суфлированияпредмаслянных полостей, слив масла и наддува уплотнений опор КНД и КВД.

Задняя опора ротора КНД воспринимает суммарную осевую нагрузку от роторов КНД и турбины низкого давления (ТНД), а также радиальную нагрузку от ротора КНД. В её состав входят: корпус подшипника, радиально — упорный четырёхточечный шариковый подшипник, радиально контактное масляное уплотнение, крышки лабиринтного уплотнения и вал КНД.

Роторы КНД и ТНД соединены стяжной трубой. Передняя опора ротора КВД воспринимает суммарную осевую и радиальную нагрузку от роторов КВД и ТВД. В переднюю опору входят: корпус подшипника, шариковый подшипник, радиально-контактное уплотнение.

Компрессор высокого давления

КВД сжимает воздух, поступающий во внутренний контур двигателя.

КВД — девятиступенчатый, состоит из статора и ротора. Статор КВД включает: корпус ВНА и первой ступени, корпус второй и третьей ступеней, задний корпус, лопатки ВНА и НА.

Передним фланцем статор соединён с промежуточным корпусом, а задним — с корпусом основной камеры сгорания. В корпусах статора имеются окна осмотра лопаток КВД.

Корпус ВНА и первой ступени — титановый, с двумя фланцами и продольным разъёмом. На корпусе установлены два ряда П-образных обечаек с отверстиями под подшипники внешних цапф поворотных лопаток и бобышеки под фиксаторы приводных колец управления ВНА и НА.

Корпус второй и третьей ступеней — фрезеровальный, из сплава на никелевой основе, с фланцами и продольным разъёмом. На корпусе имеются бобышеки с отверстиями под подшипниками внешних цапф поворотных лопаток второй ступени и бобышки под фиксаторы приводного кольца.

Задний корпус — сварной, имеет два фланца и продольный разъём. На наружной поверхности корпуса имеются бобышки окон осмотра и штифтов фиксации НА. К корпусу приварено обечейка коллектора, образующая с ним кольцевую полость отбора воздуха из-за седьмой ступени КВД.

Лопатки ВНА — поворотные, титановые, двухопорные. Поворотные лопатки НА первой и второй ступеней — титановые, закреплены консольно. Направляющие аппарата с третьей по восьмую ступени — нерегулируемые, имеют аналогичную конструкцию.

Спрямляющий аппарат КВД выполнен двухрядным, фланцем на наружном кольце он крепится к корпусу основной камеры сгорания.

Над рабочими лопатками наносится материал 20Б.

Ротор КВД включает диски с рабочими лопатками, переднюю цапфу, вал и диск- лабиринт. Титановые диски первой, второй и третьей ступени сварены между собой по барабанным участкам и образуют первую секцию ротора. Вторая секция ротора также сварной конструкции включает в себя титановые диски четвёртой, пятой и шестой ступеней. Диски седьмой, восьмой, девятой ступеней и диск-лабиринт — стальные, соединены двадцатью четырьмя болтами с помощью промежуточных колец и распорных втулок. Первая и вторая секция ротора соединены между собой штифтами и призонными болтами.

Рабочие лопатки всех ступеней КВД выполнены с замками типа «ласточкин хвост» и устанавливаются в кольцевых пазах дисков через специальные окна. Для устранения наклёпа замки рабочих лопаток покрывают тонким слоем серебра.

Рабочие лопатки первых шести ступеней КВД — титановые, а трёх последних -стальные.

Вал соединяет роторы КВД и турбины высокого давления (ТВД), обеспечивая передачу осевых сил и крутящего момента.

Передней цапфой ротор КВД опирается на шарикоподшипник, смонтированный в промежуточном корпусе. На цапфе установлены кольца лабиринтных уплотнений полости наддува и предмаслянной полости передней опоры ротора, а также крышка уплотнения полости межвального уплотнения.

Диск-лабиринт обеспечивает уплотнение разгрузочной полости за КВД от проточной части компрессора.

Турбина

Турбина предназначена для привода компрессора и вспомогательных агрегатов двигателя. Турбина двигателя — осевая, реактивная, двухступенчатая, охлаждаемая, двухроторная.

Узел турбины включает последовательно расположенные одноступенчатые осевые турбины высокого и низкого давления, а также опору турбины. Опора — элемент силовой схемы двигателя.

Турбина высокого давления

СА ТВД состоит из наружного кольца, внутреннего кольца, крышки, аппарата закрутки, блоков сопловых лопаток, лабиринтных уплотнений, уплотнений стыков сопловых лопаток, проставок с сотовыми вставками и крепёжных деталей.

Наружное кольцо имеет фланец для соединений с фланцем обода соплового аппарата ТНД и корпуса ВВТ. Кольцо телескопически соединено с корпусом ВВТ и имеет полость для подвода вторичного воздуха из ОКС на охлаждение наружных полок сопловых лопаток.

Внутреннее кольцо имеет фланец для соединения с крышкой и внутренним корпусом ОКС.

СА ТВД имеет сорок пять лопаток, объединенные в пятнадцать литых трёхлопаточных блоков. Блочная конструкция лопаток СА позволяет уменьшить число стыков и перетекания газа.

Сопловая лопатка — пустотелая, охлаждаемая двуполостная. Каждая лопатка имеет перо, наружную и внутреннюю полки, образующие с пером и полками соседних лопаток проточную часть СА ТВД.

Ротор ТВД предназначен для преобразования энергии газового потока в механическую работу на валу ротора. Ротор состоит из диска, цапфы с лабиринтными и маслоуплотнительными кольцами. Диск имеет девяносто три паза для крепления рабочих лопаток ТВД в «ёлочных» замках, отверстия для призонных болтов стягивающих диск, цапфу и вал ТВД, а также наклонные отверстия для подвода охлаждающего воздуха к рабочим лопаткам.

Рабочая лопатка ТВД — литая, полая, охлаждаемая. Во внутренней полости лопатки для организации процесса охлаждения имеются продольная перегородка, турбулизирующие штырьки и рёбра. Хвостовик лопатки имеет удлинённую ножку и замок «ёлочного» типа. В хвостовике имеются каналы для подвода охлаждающего воздуха к перу лопатки, а в выходной кромке — щель для выхода воздуха.

В хвостовике цапфы размещены масляное уплотнение и обойма радиального роликового подшипника задней опоры ротора высокого давления.

Турбина низкого давления

СА ТНД состоит из обода, блоков сопловых лопаток, внутреннего кольца, диафрагмы, сотовых вставок.

Обод имеет фланец для соединения с корпусом ВВТ и наружным кольцом ТВД, а также фланец для соединения с корпусом опоры турбины.

СА ТНД имеет пятьдесят одну лопатку спаянные в двенадцать четырёхлопаточные блоки и один трёхлопаточный блок. Сопловая лопатка — литая, полая, охлаждаемая. Перо, наружная и внутренняя полки образуют с пером и полками соседних лопаток проточную часть СА.

Во внутренней части полости пера лопатки размещён перфорированный дефлектор. На внутренней поверхности пера имеется поперечные рёбра и турбулизирующие штырьки.

Диафрагма предназначена для разделения полостей между рабочими колёсами ТВД и ТНД.

Ротор ТНД состоит из диска с рабочими лопатками, цапфы, вала и напорного диска.

Диск ТНД имеет пятьдесят девять паза для крепления рабочих лопаток и наклонные отверстия для подвода охлаждающего воздуха к ним.

Рабочая лопатка ТНД — литая, полая, охлаждаемая. На периферийной части лопатка имеет бандажную полку с гребешком лабиринтного уплотнения, обеспечивающим уплотнение радиального зазора между статором и ротором.

От осевых перемещений в диске лопатки зафиксированы разрезным кольцом со вставкой, которая, в свою очередь, зафиксирована штифтом на ободе диска.

Цапфа имеет в передней части внутренние шлицы, для передачи крутящего момента на вал ТНД. На наружной поверхности передней части цапфы установлена внутренняя обойма роликового подшипника задней опоры ТВД, лабиринт и набор уплотнительных колец, образующей вместе с крышкой, установленной в цапфе, переднее уплотнение масляной полости опоры ТВД.

На цилиндрическом поясе в задней части установлен набор уплотнительных колец, образующих вместе с крышкой уплотнение масляной полости опоры ТНД.

Вал ТНД состоит из трёх частей. Соединение частей вала между собой — вильчатое. Крутящий момент в местах соединения передаётся радиальными штифтами. В задней части вала имеется откачивающий маслонасос опоры турбины.

В передней части ТНД имеются шлицы, передающие крутящий момент на ротор компрессора низкого давления через рессору.

Напорный диск предназначен для создания дополнительного подпора и обеспечивает увеличение давление охлаждающего воздуха на входе в рабочие лопатки ТНД.

Опора турбины включает в себя корпус опоры и корпус подшипника. Корпус опоры состоит из наружного корпуса и внутреннего кольца, соединённых силовыми стойками и образующие силовую схему опоры турбины. В состав опоры входят также экран с обтекателями, пеногасящая сетка и крепёжные детали. Внутри стоек размещены трубопроводы подвода и откачки масла, суфлирования масляных полостей и слива масла. Через полости стоек подводится воздух на охлаждение ТНД и отводится воздух из предмасляной полости опоры. Стойки закрыты обтекателями. На корпусе подшипника установленымаслооткачивающий насос и масляный коллектор. Между наружной обоймой роликоподшипника ротора ТНД и корпусом подшипника размещён упруго-масляный демпфер.

На опоре турбины закреплён конус-обтекатель, профиль которого обеспечивает вход газа в форсажную камеру сгорания с минимальными потерями.

2.2 расчет на статическую прочность рабочей лопатки первой ступени турбины высокого давления

Расчет на прочность пера лопатки будем проводить с помощью методики указанной в пособии [5].

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

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

Расчет на прочность пера лопатки проводим только от действия статических нагрузок. К ним относятся:

­ центробежные силы масс лопаток, которые появляются при вращении ротора;

­ газовые силы, возникшие 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 и газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток малы, и ими обычно пренебрегают.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

При расчете лопаток на прочность принимают следующие допущения:

лопатку рассматривают как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;

напряжения определяют по каждому виду деформации отдельно (для сильнозакрученных лопаток это допущение несправедливо);

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

лопатку считают жесткой, а деформации лопатки под действием силы и моментов пренебрегают;

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

температура лопатки турбины изменяется только по длине пера.

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

Расчетный режим — режим максимальной частоты вращения ротора при нулевой скорости и нулевой высоте (Н=0, М=0). Этим условиям соответствует взлетный режим.

2.2.1 Формирование исходныхданных

Все величины необходимые для формирования исходных данных берем из газодинамического расчета и профилирования рассматриваемой ступени турбины.

Распределение температуры и предела длительной прочности

по высоте лопатки

Знать температуру лопатки турбины в различных ее сечениях необходимо для установления предела длительной прочности.

В связи 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 корня) изменяется по закону кубической параболы:

,

где L — длина профильной части пера лопатки;

Х — расстояние от корневого сечения лопатки до расчетного (Х< L/3).

Разбиваем перо лопатки на 11 сечений.

Температуру лопатки на среднем радиусе берем из газодинамического расчета турбины на среднем радиусе tлс=934 (?С).

Температура лопатки в корневом сечении составляет

tлк=tлс-100?С =934−100=834(?С).

Для каждого сечения лопатки определяем температуру, а затем предел длительной прочности в каждом сечении. Результаты заносим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 — Параметры материала по сечениям лопатки

№ сеч.

1−1

2−2

3−3

4−4

5−5

6−6

7−7

8−8

9−9

10−10

11−11

Т, C

770

800

850

870

870

870

870

870

870

870

870

удл, МПа

870

820

780

730

730

730

730

730

730

730

730

Определение величины интенсивности газовых сил

а) в окружном направлении:

где — радиус сечения; - число лопаток, равное 89; - плотность газа; и — осевая составляющая скорости газа перед и за лопаткой равные соответственно 197 и 200 м/с; W1U, W2U — окружные составляющие относительной скорости газа перед и за лопаткой равные соответственно 294 и 616 м/с;

б) в осевом направлении:

,

где Р1, Р2 — давление газа перед и за лопаткой равные соответственно 0,104·107 и 0,68·106 Па;

,

Выбор необходимых геометрических характеристик профиля

Рисунок 2.2 — Расчетная схема расчета на статическую прочность пера лопатки турбины

Хорда профиля соответственно в корневом, среднем и периферийном сечениях:

-

максимальная толщина профиля в корневом, среднем и периферийном сечениях:

максимальная стрела прогиба средней линии профиля в соответствующих сечениях:

угол установки профиля в соответствующих сечениях:

2.2.2 Статическийрасчет лопатки турбины на ЭВМ

Расчет лопатки турбины на прочность выполняем с помощью программы STATLOP. EXE, результаты занесены в файл RSL. REZ.

Исходные данные вводим в диалоговом режиме:

1. Марка используемого материала: ЖС6-К.

2. Предел длительной прочности

3. Плотность материала:.

4. Объем бандажной полки:.

5. Вынос центра тяжести бандажной полки в окружном направлении:.

6. Вынос центра тяжести бандажной полки в осевом направлении:.

7. Относительный вынос центра тяжести периферийного сечения пера в окружном направлении:.

8. Относительный вынос центра тяжести периферийного сечения пера в осевом направлении:.

9. Радиус корневого сечения:

10. Радиус периферийного сечения:.

11. Длина пера лопатки:.

12. Частота вращения:.

13. Интенсивность газовых сил:

14., ,;

15. Геометрия профиля.

Расчет проводим по методике [4]. Вычисления делаем по программе кафедры 203 Statlop. exe.

Таблица 2. 1-Расчет на прочность пера рабочей лопатки турбины.

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ)

Рисунок 2.4 — Распределение суммарных напряжений по высоте лопатки

Рисунок 2.5 — Распределение коэффициентов запаса прочности по высоте лопатки

Вывод Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности и не являются завышенными, следовательно, материал лопатки подобран рационально.

2.3 Расчет на прочность диска турбины

Расчет на прочность диска проводим с помощью методики указанной в пособии [6].

Общие сведения:

Диски турбин — 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.

При расчете принимаем следующие допущения:

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

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

ь 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

Цель расчета.

расчета является определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по радиусу диска.

2.3. 1 Основныерасчетныеуравнения для определенияупругих напряжений в диске от центробежных сил

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 разбивается на сечения. Расчетная схема показана на рисунке 2.6.

Рисунок 2.6 -- Расчетная схема диска турбины

При выборе расчетных сечений соблюдались следующие условия:

,.

2.3. 2 Определениетемпературы диска

Сплав: ЭП-741-НП; =8350кг/м3; tлк =770?C;

При расчете данного диска необходимо учитывать распределение температуры по радиусу и ее влияние на упругие свойства, прочность материала. Изменение температуры по радиусу зависит от интенсивности охлаждения диска, коэффициента теплопроводности материала диска, конструктивных особенностей диска.

Температура диска на наружном диаметре tk определяется через температуру лопатки в корневом сечении tлк и теплового сопротивления в замке Дt:

tk= tлк — Дt

Величина Дt зависит от конструкции замка и для «елочных» замков составляет 50 … 1000 С. Учитывая особенности охлаждения замковой части лопатки принимаем Дt=700С, тогда tk=770−70=7000 С.

Изменение температуры диска по радиусу приближенно подчиняется закону изменения квадратной параболы и для диска с центральным отверстием определяется по формуле:

где tR -температура на расчетном радиусе;

t0 — температура диска на радиусеR0;

tк — температура диска на наружном диаметре;

R — расчетный радиус;

R0 -радиус центрального отверстия;

RК — наружный радиус диска;

Принимая перепад температуры на диске (tk — t0) =700 С, получим формулу для расчета температур в сечениях диска:

.

Результаты расчета заносим в таблицу 2.3.

По полученным температурам в сечениях диска необходимо определить модуль упругости, коэффициент температурного расширения и предел длительной прочности

Таблица 2. 3-Параметры определены по радиусу диска турбины

Номер сечения

Rn, мм

bn, м

T, C

E·105, МПа

б·10^-6, 1/К

удл, Мпа

1−1

0,8 870

0,0655

700

1,640

1. 255

1000

2−2

0,1043

0,1080

703. 3

1,638

1. 256

995. 3

3−3

0,1198

0,1008

706. 7

1,637

1. 257

990. 4

4−4

0,1266

0,8 014

710

1,636

1. 258

985. 3

5−5

0,1322

0,6 286

713. 3

1,634

1. 259

980. 1

6−6

0,1366

0,4 922

716. 7

1,633

1. 260

974. 7

7−7

0,1402

0,3 857

720

1,632

1. 261

969. 2

8−8

0,1425

0,3 028

723. 3

1,630

1. 262

963. 5

9−9

0,1623

0,2 362

726. 7

1,629

1. 263

957. 7

10−10

0,1821

0,1 920

730

1,628

1. 264

951. 7

11−11

0,2018

0,1 638

733. 3

1,626

1. 264

945. 6

12−12

0,2216

0,1 474

736. 7

1,625

1. 265

939. 3

13−13

0,2414

0,1 401

740

1,624

1. 266

932. 8

14−14

0,2612

0,1 401

743. 3

1,622

1. 267

926. 2

15−15

0,2810

0,1 401

743. 4

1,621

1. 268

919. 4

16−16

0,3007

0,1 434

750

1,620

1. 269

912. 5

17−17

0,3022

0,1 637

753. 3

1,618

1. 270

905. 4

18−18

0,3040

0,1 886

756. 7

1,617

1. 270

898. 2

19−19

0,3061

0,2 202

760

1,616

1. 271

890. 8

20−20

0,3087

0,2 620

763. 3

1,614

1. 272

883. 3

21−21

0,3097

0,2 820

766. 7

1,613

1. 273

875. 6

22−22

0,3123

0,2 820

770

1,612

1. 274

867. 7

2.3.3 Формированиеисходныхданных

1. Частота вращения диска =12 882,9 об/мин.

2. Геометрические размеры диска в расчетных сечениях (указаны на рисунке2. 6).

3. Характеристики конструкционного материала ЭП-741-НП:

­ плотность;

­ коэффициент Пуассона.

4. Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме =358,331 (МПа).

5. Площадь корневого сечения лопатки Fк = 0,189·10-3 м2.

6. Число лопаток на рабочем колесе z=89.

7. Напряжения от центробежных сил лопаток и замковой части обода может быть определено по формуле:

,

2.3.4 Расчёт на прочность диска турбины на ЭВМ

Вычисления выполняем в программе DISK_EPF. exe.

Результаты расчета приведены в таблице 2.4.

Таблица 2.4 -- Результаты расчета на прочность диска турбины

ОПТИМИЗАЦИЯ ДИСКОВ КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ЭЛЕМЕНТОВ САПР

По полученным результатам построим графики:

Рисунок 2.7 — Распределение напряжений по высоте диска

Рисунок 2.8 — Изменение коэффициента запаса прочности по высоте диска

Вывод

В этом разделе был произведен расчет на прочность диска турбины с учетом изменение температуры. В результате расчета получены распределения напряжений и коэффициента запаса прочности по высоте диска.

Все коэффициенты запаса удовлетворяют требованиям по прочности, предъявляемым к дискам турбин.

Максимальный запас прочности получили на периферии диска (k=3,2). Минимальный запас прочности k=1,2 на ступице диска (в районе центрового отверстия). Такой запас прочности допустим, так как в корневом сечении диска могут происходить пластические деформации, что допустимо для турбинных дисков.

2.4 Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки турбины высокого давления

Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки проводим с помощью методики указанной в пособии [7].

Цель расчета — определение частоты собственных колебаний рабочей лопатки ТВД, и анализ частотной диаграммы для проверки отсутствия резонансных режимов в рабочей области частот вращения ротора.

Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки будем проводить с помощью методики указанной в пособии [6].

Для определения частоты собственных колебаний используют энергетический метод Релея, который основан на законе сохранения энергии совбодноколеблющейся упругой системы. Сущность метода состоит в том, что вычисляются максимальные значения потенциальной энергии лопатки в ее крайнем положении, а кинетической энергии — в среднем. Приравнивая эти энергии, получают формулу для определения частоты.

где Е, с — модуль упругости и плотность материала;

F, I — площадь и момент инерции сечения лопатки при изгибе ее в плоскости наименьшей жесткости;

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой