Турбовальный двигатель для транспортного вертолета с мощностью 8800 кВт

Статор СТ состоит из наружного, двух внутренних корпусов, двух рядов секторов лопаток СА. Внутренние корпусы - листовые сварные конструкции. К ним приклепаны кольца с сотовыми элементами лабиринтных уплотнений. Оба лопаточных венца сопловых лопаток имеют по 13 секторов, каждый из которых состоит из наружной и внутренней полок и 5 лопаток. Секторы - цельнолитые, неохлаждаемые. Относительная фиксация секторов, наружного и внутреннего корпусов - выступами на наружных и внутренних полках.

На наружном корпусе в плоскости первого СА расположены фланцы крепления термопар замера Т газового потока за рабочим колесом ТНД и окно осмотра лопаток ротора СТ. Другое окно осмотра расположено в плоскости второго соплового аппарата.

Окна осмотра, аналогично окнам осмотра ТНД, закрыты заглушками, крепящимися гайками и законтренными проволокой.

Центрирование статора осуществляется призонными болтами, крепление выполнено с помощью самоконтрящихся гаек.

Ротор СТ состоит из двух РК, вала и кольца лабиринтного уплотнения, которые соединены между собой болтами. РК состоят из дисков, в которых замками типа "ёлочка" крепятся рабочие лопатки и фиксируются от осевого перемещения пластинчатыми фиксаторами. Рабочие лопатки имеют бандажные полки с лабиринтными гребешками.

На валу смонтированы лабиринтные кольца, детали радиально-торцевых контактных уплотнений, шестерня привода регулятора частоты вращения, одновременно являющейся индуктором датчиков - измерителей частоты вращения, регулировочное кольцо, внутреннее кольцо роликоподшипника, шарикоподшипник и крепящие их на валу гайки. Внутри вала развальцована заглушка, исключающая перетекание горячего воздуха через вал.

Крутящий момент с ротора СТ с помощью шлицевого соединения передается на ведущий вал, приводящий во вращение трансмиссию вертолета.

Роликоподшипник и шарикоподшипник ротора монтируются в корпусе опор ротора СТ.

Корпус опор состоит из наружного и внутреннего корпусов и 11 силовых стоек, защищенных от воздействия высоких температур газа кожухами, имеющими обтекаемую форму. Вся конструкция - сварная.

На наружном корпусе расположены правый и левый фланцы транспортировочной подвески двигателя: две такелажных серьги, кронштейн крепления трубопровода, бобышки крепления противопожарного коллектора вибродатчика (вибродатчик ставится со стороны среза выхлопного устройства), фланцы с маркировкой для крепления трубопроводов: Ж01- подвода масла для охлаждения и смазки подшипников и подвода огнегасящего состава во внутреннюю полость корпуса опор; Ж02-эжектора центробежного суфлера; ЖОЗ- крепления привода регулятора СТ; Ж04- подачи воздуха к радиально- торцевому контактному уплотнению шарикоподшипниковой опоры ротора СТ ( от третьей ступени КНД); Ж05, Ж08- эжекторы дренажа КС и дренажного бачка; Ж07- откачки масла из масляной полости опор ротора СТ; ЖЮ -подачи воздуха для уравновешивания осевых сил на роторе СТ ( от четвертой СТ КВД ); Ж11- крепления трубопровода суфлирования корпуса опор турбин; Ж12- подачи воздуха к радиально-торцевому контактному уплотнению роликоподшипниковой опоры ротор а СТ от третьей ступени КНД и вывода электропроводов от датчиков СТА-10 частоты вращения СТ;

Ж13 - суфлирования масляной полости опор ротора СТ.

К внутреннему корпусу крепится корпус лабиринтных уплотнений, корпус переднего лабиринтного уплотнения и корпус подшипника с наружным кольцом роликоподшипника, форсункой подачи масла с фильтром и деталями масляного демпфера.

В масляной полости опор ротора СТ смонтированы трубопровод подвода масла к форсункам, центральный привод регулятора частоты вращения ротора СТ с шестерней, индукционные датчики частоты вращения СТ.

Шарикоподшипниковая опора ротора СТ имеет детали масляного демпфера и форсунку подачи масла с фильтром.

Со стороны выхлопного устройства, у шарикоподшипниковой опоры ротора СТ, расположено кольцо радиально-торцевого контактного уплотнения, кольцо лабиринтного уплотнения, а на наружной поверхности - фланец крепления конической балки.

Выходное устройство расположено непосредственно за корпусом опор ротора свободной турбины двигателя и служит для снижения скорости и отвода в атмосферу газового потока.

Для уменьшения утечки газа по выхлопному тракту установлены уплотнительные кольца. Выхлопная труба состоит из внутреннего кожуха и экрана конической балки, которые соединены между собой стойками.

Охлаждение ТВД, ТНД и СТ двигателя - воздушное, нерегулируемое.

СА ТВД охлаждается вторичным воздухом, поступающим из КС через отверстия в корпусе. Воздух омывает внутри стенки сопловых лопаток и выходит в проточную часть через отверстия в передней кромке и щели в задней кромке, обеспечивая конвективное охлаждение. Для эффективной циркуляции охлаждающего воздуха лопатки снабжены дефлекторами.

Ротор ТВД также охлаждается вторичным воздухом, отбираемым за седьмой ступенью КВД через щель между РК и спрямляющим аппаратом. Часть этого воздуха охлаждает вал ротора ВД, ступицу диска ТВД и диск сзади. Другая часть воздуха из-за седьмой ступени КВД охлаждает диск ТВД спереди и через профилированные отверстия, обеспечивающие безударное натекание, попадает в полость рабочих лопаток ТВД, обеспечивая их конвективное охлаждение с выбросом воздуха через периферийные кромки в проточную часть. Полости рабочих лопаток ТВД выполнены в виде трех продольных каналов сложной формы. Лабиринтные уплотнения рабочего колеса ТВД обеспечивают заданный расход охлаждающего воздуха и величину наддува переднего уплотнительного устройства масляной полости опор турбины компрессора.

СА ТНД охлаждается воздухом, поступающим по трем наружным трубопроводам из-за третьей ступени КВД. Часть воздуха охлаждает лопатки СА и через отверстия в их корытцах поступает в предмасляную полость, затем, омывая диски ТНД и СТ, выходит в тракт двигателя.

Корпус опоры СТ охлаждается воздухом, отбираемым из-за третьей ступени КВД и подводимым по наружному трубопроводу. Стойки и корпуса, наружная часть статора СТ и центральный цилиндр выходного устройства охлаждается воздухом, поступающим от вентилятора установленного на вертолете. Наддув предмасляных полостей осуществляется воздухом, отбираемым из-за четвертой ступени КВД.

2.2 Расчет на прочность пера рабочей лопатки турбины

Рабочая лопатка турбины является весьма ответственной деталью газотурбинного двигателя, от надежности работы которой зависит надежность работы двигателя в целом.

При работе авиационного двигателя на рабочую лопатку действуют статические, динамические и температурные нагрузки, вызывая сложную картину напряжений.

Рассмотрим расчет на прочность пера лопатки турбины высокого давления только от действия 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 и газовых сил обычно малы и ими пренебрегают.

Рис. 2.1 Рис. 2.2

Расчётная схема лопатки. Схема нагружения лопатки.

Расчет проводится в следующей последовательности: в расчетных сечениях лопатки определяют напряжение растяжения от центробежных сил и напряжение изгиба - от газовых сил; максимальное находим суммированием в точках, наиболее удаленных от нейтральных осей сечения пера лопатки и вычисляем запасы прочности по длине лопатки. Расчетные формулы приведены ниже.

При расчете лопатки на прочность принимают следующие допущения:

лопатку насматривают как консольную балку, жестко закрепленную в ободе диска;

напряжение определяют по каждому виду деформаций отдельно

(для сильно закрученных лопаток это допущение несправедливо);

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

лопатку считают жесткой, а деформацией лопатки (отклонение оси лопатки) под действием сил и моментов пренебрегают;

предполагают, что деформации лопатки протекает в упругой зоне, т.е. напряжение в пере лопатки не превышает предела пропорциональности.

Целью расчета является определение напряжений и запасов прочности в кромках и в различных сечениях по длине пера лопатки.

Исходные данные для расчета взяты из газодинамического расчета турбины и профилирования лопатки:

материал лопатки ЖС-6К;

длина лопатки L = 0.035 м;

радиус корневого сечения Rк= 0.221 м;

радиус периферийного сечения Rп= 0.3256 м;

число лопаток Z=83 шт;

объем бандажной полки V=3*10-7 м3;

хорда профиля сечения пера: bk= 0,0274(м);

bc= 0,0274(м);

bп= 0,0274(м);

максимальная толщина профиля в сечениях: к=0,00685(м);

с=0,00548(м);

п=0,00411(м);

максимальная стрела прогиба средних линий профиля в сечениях: aк=0,0088(м);

ac=0,0083(м);

aп=0,0069(м);

угол установки профиля в сечениях: к=1,28(рад);

с=1,21(рад);

п=1,13(рад);

вынос ц. т. периферийного сечения пера в окружном направлении:0;

вынос ц. т. периферийного сеч. пера в осевом направлении: 0;

интенсивность газовых сил в окружном направлении на среднем радиусе:

интенсивность газовых сил в осевом направлении:

где P1=1000000 Па, P2=657000 Па, C1а=186м/с, C2а=227 м/с,

Т.о. Ра к =5499,99 Н/м; Ра п.=6317 Н/м;

частота вращения рабочего колеса n = 14813 об/мин;

плотность материала лопатки = 8100 кг/м3;

Определение температуры лопатки турбины

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

Температуру охлаждаемой лопатки на среднем радиусе, с учётом её охлаждения, принимаем равной tЛ.С.=860C.

Т.к. тепло от лопатки переходит в диск, то температура ее примерно на одной треть длины у корня существенно уменьшается. Обычно температура в корневом сечении составляет:tЛ.KOPH.=tЛ.С.-(100…150), принимаем t Л.KOPH.=760C.

Температура по всей длине лопатки изменяется, соответственно изменяется и предел длительной прочности по линейному закону ДЛ=(t).

Расчетным режимом является режим с максимальной частотой вращения ротора и максимальным расходом воздуха.

В нашем случае: n=14813об/мин и GВ=28,74кг/с.

Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются формулой:

Ui =;

в точке А: UA=

в точке B: UB=

в точке C: UC=.

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.

При определении запасов прочности следует учитывать напряжения, как растяжения, так и изгиба лопатки.

Суммарное напряжение в каждой точке расчетного сечения профильной части лопатки рассчитываем по формуле: i=Pi+Ui;

для точки А: Ai=Pi+UAi;

для точки В: Вi=Pi+UВi;

для точки С: Сi=Pi+Uсi.

Для турбинных лопаток запас статической прочности в каждой точке расчетного сечения: KTi=ДЛi/i,

где ДЛ предел длительной прочности материала лопатки с учетом температуры в данном сечении и длительной работы.

Таблица 2.1- Параметры материала по сечениям лопатки

№	1-1	2-2	3-3	4-4	5-5	6-6	7-7	8-8	9-9	10-10	11-11
X, мм	0.00	0,0035	0,007	0,0105	0,014	0,0175	0,021	0,0245	0.028	0.0315	0.035
Т, ?С	700	740	775	800	860	860	860	860	860	860	860
удл,МПа	780	690	575	500	400	400	400	400	400	400	400

Расчет выполняется на ЭВМ с помощью программы statloр.exe. Ввод исходных данных производится в диалоговом режиме.

Программа делит высоту лопатки на 11 частей. Для каждого сечения она считает в трех точках напряжения изгиба: т.А - носок лопатки, т.В - выходная кромка, т.С - спинка лопатки, а также запас прочности.

Результаты расчета, соответствующие 11 сечениям по высоте пера лопатки приведены ниже в табл.2.2.1.:

расстояние от расчетного сечения до корня лопатки;

площадь сечения лопатки;

минимальный момент инерции сечения;

напряжение растяжения от центробежных сил;

напряжение изгиба от газовых сил в наиболее опасных точках лопатки;

суммарное напряжение от центробежных и газовых сил;

запасы прочности в трех наиболее опасных сечениях лопатки.

Результаты расчета представлены в виде распечатки.

Таблица 2.2 - Расчет на прочность пера рабочей лопатки турбины

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

GT= 2.000000 CL= 3.500000E-02 RK= 2.210000E-01 RP= 2.560000E-01

VP= 3.000000E-07 UPP= 0.000000E+00 APP= 0.000000E+00

EN= 14800.000000 AA= 0.000000E+00 AU= 0.000000E+00 PU= 2227.125000

PAK= 5499.990000 PAP= 6371.000000 RO= 8100.000000

B= 2.740000E-02 2.740000E-02 2.740000E-02

D= 6.850000E-03 5.480000E-03 4.110000E-03

AP= 8.800000E-03 8.300000E-03 6.900000E-03

AL= 1.280000 1.210000 1.130000

SPT= 780.000000 690.000000 575.000000 500.000000

400.000000 400.000000 400.000000 400.000000

400.000000 400.000000 400.000000

N X F Jmin Spakt SизгA SизгB SизгC

m m^2 m^4 МПа МПа МПа МПа

1.00000.117E-03.863E-09 141.880 27.210 7.054 -14.533

2.00350.113E-03.792E-09 132.308 23.862 6.917 -12.547

3.00700.108E-03.728E-09 122.319 20.368 6.470 -10.666

4.01050.103E-03.667E-09 111.879 16.887 5.829 -8.838

5.01400.985E-04.607E-09 100.945 13.481 5.027 -7.066

6.01750.938E-04.549E-09 89.469 10.217 4.098 -5.371

7.02100.891E-04.492E-09 77.387 7.174 3.084 -3.786

8.02450.844E-04.435E-09 64.628 4.456 2.048 -2.363

9.02800.797E-04.379E-09 51.098 2.204 1.081 -1.175

10.03150.750E-04.323E-09 36.684.619.324 -.332

11.03500.704E-04.268E-09 21.240.000.000.000

N SсумA SсумB SсумC Ka Kb Kc

[МПa] [МПa] [МПa]

1 169.090 148.934 127.347 4.613 5.237 6.125

2 156.170 139.224 119.761 4.418 4.956 5.761

3 142.688 128.789 111.653 4.030 4.465 5.150

4 128.766 117.707 103.041 3.883 4.248 4.852

5 114.426 105.972 93.880 3.496 3.775 4.261

6 99.685 93.566 84.098 4.013 4.275 4.756

7 84.561 80.472 73.601 4.730 4.971 5.435

8 69.084 66.676 62.265 5.790 5.999 6.424

9 53.302 52.180 49.923 7.504 7.666 8.012

10 37.303 37.008 36.352 10.723 10.809 11.004

11 21.240 21.240 21.240 18.832 18.832 18.832

По полученным результатам строим графики напряжений и коэффициентов запаса прочности по длине лопатки для трех характерных точек поперечных сечений А, В и С (рис. 2.3. и 2.4.).

Рис. 2.3



Рис. 2.4

В результате расчёта лопатки на прочность получено распределение напряжений и коэффициентов запаса по длине пера лопатки. Из приведенных выше рисунков следует сделать вывод, что рассматриваемая лопатка обладает необходимым запасом прочности и удовлетворяет предъявляемым к ней требованиям.

Напряжения меньше предела длительной прочности, минимальный коэффициент запаса К=3,496. Согласно нормам прочности минимальный запас не менее 1.25..1.3, следовательно, лопатки первой ступени турбины имеют малую вероятность разрушения по причине статических нагрузок или в экстремальных условиях.

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

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 [3].

Исходные данные для расчета:

- геометрия рабочей лопатки;

- характеристики конструкционного материала ЖС-6K;

- диапазон рабочих частот вращения ротора двигателя.

Так как существенное влияние на свойства конструкционного материала оказывает неравномерность температур по высоте лопатки, для подробного их описания строим зависимость модуля упругости Е от температуры. Найденные значения заносим в таблицу 2.3.

Таблица 2.3 - Свойства материала составных элементов материала

№	1-1	2-2	3-3	4-4	5-5	6-6	7-7	8-8	9-9	10-10	11-11
Т, ?С	15	208	402	595	578	595	579	612	646	714	850
Е,Па	200000	195000	180000	164000	164000	164000	164000	163000	159000	156000	13500

Расчет динамической частоты

Расчет проводим на ЭВМ с помощью программы Dinlop.exe.

Результаты расчета приведены в таблице 2.4.

Построение частотной диаграммы

По данным таблицы 2.4 строим зависимость fд = f(nс).

Для построения частотной диаграммы необходимо нанести на график диапазон рабочих частот вращения двигателя от оборотов малого газа до максимальных оборотов. За частоту вращения ротора на режиме малого газа принимаем для ТРДД

. (2.4)

Для определения резонансных режимов работы двигателя с учетом принятого масштаба наносим на этот же график частоты возбуждающих сил, кратные частоте вращения ротора:

. (2.5)

где k - порядок гармоник возбуждающих сил;

Для проектируемого двигателя =39 - число лопаток направляющего аппарата первой ступени ТВД и =24 число топливных форсунок камеры сгорания.

nc - частота вращения ротора.

Пересечение линий частот собственных колебаний с частотами возбуждающих сил, на частотной диаграмме (рисунок 2.5), показывает резонансные режимы работы двигателя.



Рисунок 2.5 - Частотная диаграмма

Вывод: в результате проведения расчёта получены значения динамических частот первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора, возможных при вращении ротора компрессора на различных оборотах работающего двигателя. Построена частотная диаграмма, из которой видно, что в рабочем диапазоне частот вращения ротора турбокомпрессора (от nмг до nmax) резонанс не возникает.

2.4 Расчет на прочность диска турбины

Диски турбин - это наиболее ответственные элементы конструкций газотурбинных двигателей. От совершенства конструкций диска зависит надежность, легкость конструкций авиационных двигателей в целом.

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 при передачи диском крутящего момента, 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. Напряжения кручения обычно и в расчетах не учитываются. Напряжения изгиба зависят от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом и могут быть значительными лишь в тонких дисках.

Для оценки напряженности диска расчет ведут в предположении его упругого состояния. Однако в некоторых случаях напряжения могут превосходить пределы упругости и текучести материала, в результате чего деформации наиболее нагруженных участков диска будут иметь пластический характер. Кроме того, при высоких температурах существенное влияние на прочность диска может оказать ползучесть его материала. В этих случаях расчет на прочность диска должен выполняться с учетом пластической деформации и ползучести.

Расчет на прочности диска турбины будем проводить с помощью методики указанной в пособии [3].

При расчете на прочность принимаются следующие допущения:

-диск считается симметричным относительно срединной 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 диске не принимается во внимание.

Цель расчета на прочность диска - определение напряжения и запасов прочности в различных сечениях по радиусу диска.

Исходные данные

Расчет диска методом конечных элементов основан на приближенном расчете системы дифференциальных уравнений путем замены входящих в них дифференциалов конечными разностями.

Для расчета диск разбиваем на 16 сечений (рисунок 2.4.2), которые нумеруем от 0 до 15. Геометрические параметры диска заносим в таблицу 2.4.3.

Диск изготовлен из сплава ЭИ-926.

Напряжения от центробежных сил лопаток и замковой части обода может быть определено для случая, когда лопатки и диск изготовлены из одного материала с одинаковой плотностью, по формуле:

, (2.4.1.1)

где z = 83 - число лопаток;

= 129.136 МПа - напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами;

Fк = 0.117·10-3 м2 - площадь корневого сечения лопатки;

с = 8200 кг/м3 - плотность материала диска и лопатки;

f = bk·lf = 0,022·0,01 = 22·10-4 м2 - площадь радиального сечения разрезной части обода диска;

lf = 0,01 м - высота разрезной части диска;

Rf = 0,211 м - радиус центра тяжести площади f;

Rk = 0,207м - наружный радиус неразрезного обода диска;

bk = 0,022м - ширина обода диска на радиусе RK;

n = 14813 об/мин - частота вращения диска;

= рад;

=82МПа

Коэффициент Пуассона м = 0,3.

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

Для расчета диска на прочность используем два дифференциальных уравнения:

, (2.4.2.1)

, (2.4.2.2)

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, поэтому 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, которые нумеруются от 0 до k. Число расчетных сечений - не менее 8…9. Нулевое сечение для диска с центральным отверстием проводится на радиусе отверстия

При выборе расчетных сечений для обеспечения необходимой точности расчета, для первых двух - трех сечений, необходимо соблюдать два условия:

; .

Рисунок 2.6 - Геометрические параметры диска и его расчетные сечения

Определение температуры диска

Сплав: ЭИ-926; =8200кг/м3; tлк =730?С;

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 tк определяется через температуру в корневом сечении лопатки и тепловое сопротивление в замке по формуле:

. (2.4.3.1)

Величина для охлаждаемых лопаток может быть принята равной 100.

Тогда

?С.

Разность температур обода и центра диска (tk- t0) для охлаждаемых лопаток на режиме nmax составляет 80?С. Следовательно, t0 = 550?С.

Для дисков с центральным отверстием температура диска в расчетном сечении определяется по формуле:

, (2.4.3.2)

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 =80?С, получим формулу для расчета температур в сечениях диска:

.

Результаты расчета заносим в таблицу 2.4.3.

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

Таблица 2.5 - Геометрические и физические параметры диска

№	R,м	b,мм	T,C	E*10^6,Мпа	АL*10^(-5)	Gдл.,МПа
1	0,060	0,076	550	1,720	1,558	760
2	0,072	0,076	556	1,717	1,561	749
3	0,080	0,076	560	1,714	1,564	737
4	0,086	0,064	563	1,711	1,567	726
5	0,100	0,054	570	1,706	1,570	715
6	0,109	0,0454	574	1,703	1,573	703
7	0,121	0,0395	581	1,700	1,576	691
8	0,131	0,0324	587	1,697	1,579	680
9	0,144	0,026	592	1,694	1,582	669
10	0,160	0,021	600	1,691	1,585	657
11	0,173	0,0169	606	1,688	1,588	645
12	0,185	0,0176	612	1,686	1,591	632
13	0,195	0,0185	618	1,683	1,594	622
14	0,202	0,022	624	1,681	1,597	617
15	0,211	0,022	630	1,680	1,600	610

Расчет диска на прочность на ЭВМ

Расчет проводим с помощью программы disk_112.exe. Результаты расчета приведены в таблице 2.6. По результатам расчета построены графики изменения напряжений (рисунок 2.7) и коэффициента запаса прочности по высоте диска (рисунок 2.8).

Таблица 2.6 - Расчет на прочность диска турбины

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

DP= 0 DT= 1

Частота вращения = 14800.0 об/мин

Количество расчетных сечений = 15

Количество скачков на контуре = 0

Контурная нагрузка = 82.000 МПа

AZ= 0 BZ= 0 NZ= 1 QZ= 0

Коэффициент Пуассона =.30

R( 1)=.0600 R( 2)=.0720 R( 3)=.0800 R( 4)=.0860

R( 5)=.1000 R( 6)=.1090 R( 7)=.1210 R( 8)=.1310

R( 9)=.1440 R(10)=.1600 R(11)=.1730 R(12)=.1850

R(13)=.1950 R(14)=.2020 R(15)=.2110

B( 1)=.0800 B( 2)=.0800 B( 3)=.0800 B( 4)=.0720

B( 5)=.0620 B( 6)=.0500 B( 7)=.0400 B( 8)=.0320

B( 9)=.0260 B(10)=.0210 B(11)=.0169 B(12)=.0176

B(13)=.0185 B(14)=.0220 B(15)=.0220

Плотность материала = 8200.00

T( 1)= 550.0 T( 2)= 556.0 T( 3)= 560.0 T( 4)= 563.0

T( 5)= 570.0 T( 6)= 574.0 T( 7)= 581.0 T( 8)= 587.0

T( 9)= 592.0 T(10)= 600.0 T(11)= 606.0 T(12)= 612.0

T(13)= 618.0 T(14)= 624.0 T(15)= 630.0

E( 1)= 172000.0 E( 2)= 171700.0 E( 3)= 171400.0 E( 4)= 171100.0

E( 5)= 170600.0 E( 6)= 170300.0 E( 7)= 170000.0 E( 8)= 169700.0

E( 9)= 169400.0 E(10)= 169100.0 E(11)= 168800.0 E(12)= 168600.0

(13)= 168300.0 E(14)= 168100.0 E(15)= 168000.0

AL(K)= 1.558000E-05 1.561000E-05 1.564000E-05 1.567000E-05

1.570000E-05 1.573000E-05 1.576000E-05 1.579000E-05

1.582000E-05 1.585000E-05 1.588000E-05 1.591000E-05

1.594000E-05 1.597000E-05 1.600000E-05

SDL( 1 )= 770.0 SDL( 2 )= 749.0 SDL( 3 )= 737.0

SDL( 4 )= 726.0 SDL( 5 )= 715.0 SDL( 6 )= 703.0

SDL( 7 )= 691.0 SDL( 8 )= 680.0 SDL( 9 )= 669.0

SDL(10 )= 657.0 SDL(11 )= 645.0 SDL(12 )= 632.0

SDL(13 )= 622.0 SDL(14 )= 617.0 SDL(15 )= 610.0

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

I R(I),M B(I),M SR,МПА ST,МПА SEK,МПА ZAP

1.0600.0800.00 608.27 608.27 1.3

2.0720.0800 106.05 461.94 419.11 1.8

3.0800.0800 133.62 404.46 356.93 2.1

4.0860.0720 157.49 373.65 324.92 2.2

5.1000.0620 188.91 314.71 274.37 2.6

6.1090.0500 218.27 294.71 264.89 2.7

7.1210.0400 243.15 269.13 257.13 2.7

8.1310.0320 269.11 254.73 262.22 2.6

9.1440.0260 282.94 244.03 265.63 2.5

10.1600.0210 285.12 225.55 260.50 2.5

11.1730.0169 293.31 214.92 263.03 2.5

12.1850.0176 233.42 184.70 213.27 3.0

13.1950.0185 181.42 153.11 169.06 3.7

14.2020.0220 118.72 116.27 117.51 5.3

15.2110.0220 82.00 86.07 84.11 7.3



Рисунок 2.7 - Распределение напряжений по радиусу

Рисунок 2.8 - Изменение коэффициента запаса прочности по радиусу

Вывод: в результате расчета получены значения напряжений и коэффициента запаса прочности по высоте диска. При расчете учитывалось изменение температуры по высоте диска.

Минимальный запас прочности к=1,3 на поверхности отверстия и в месте перехода толщин.

Минимальный коэффициент запаса удовлетворяет требованиям прочности, предъявляемым к дискам турбин.

Из проделанного расчета видно, что для 75% материала диска коэффициент запаса не превышает значения 2,7 и не опускается ниже значения 1,5 что говорит об удачном совмещении в конструкции диска экономии материала и массы с надежной работой на всем сроке эксплуатации.

2.5 Расчет на прочность замка рабочей лопатки ТВаД

Замковые соединения "ёлочного" типа являются основными для крепления лопаток турбин и лопаток последних ступеней высоконапорных осевых компрессоров.

При расчете “ёлочного” замка условно принимается, что центробежная сила, действующая на лопатку, распределяется по зубьям замка равномерно. В значительной мере это условие обеспечивается подбором зазоров в замке при монтаже, а также тем обстоятельством, что при перегрузке отдельных зубьев происходят пластические деформации, обеспечивающие выравнивание нагрузки.

При расчете замка обычно пренебрегают действием изгибающих и крутящих моментов от газовых и инерционных сил и определяют напряжения только от центробежных сил. При этом центробежная сила пера лопатки РП и центробежная сила хвостовика лопатки РХВ направлены по одному радиусу, проходящему через центр тяжести хвостовика лопатки: РЛ = РП + РХВ.

Исходные данные:

частота вращения n=14813 об/мин;

угол наклона контактной площадки = 15;

плотность материала замка с=8100 кг/м3;

напряжение растяжения лопатки в корневом сечении =141,88 МПа;

площадь корневого сечения лопатки FК=0,117*10-3 м.

На рис. 2.9 представлены эскизы хвостовика лопатки и зуба хвостовика.



Рис. 2.9

Результаты определения размеров замка по сечениям.

Таблица 2.7

	ai, м	bi, м	hi, м	i, м	li, м	ci, м	Rаcр, м
0	0,007	0,022	---	---	---	---	0,221
1	0,007	0,022	0,007	0,006	0,004	0,002	0,215
2	0,005	0,022	0,007	0,006	0,004	0,002	0,210
3	0,003	0,022	0,007	0,006	0,004	0,002	0,205

где сi - плечо силы Pi;

bi - хорда замка;

li - ширина контактной поверхности зуба;

hi - высота основания зуба;

i - высота зуба у контактной поверхности.

Для вычисления объёмов по сечениям используются формулы:



Растягивающие напряжения в i - м сечении ножки лопатки:

где: i номер рассматриваемого сечения;

n число сечений;

Рjл полная центробежная сила пера лопатки вместе с хвостовиком: РЛ = РП + РХВ

РХВ= Pjni; РП= FK уRK=0,117*10-3 141,88 *106=30390Н;

Pjniцентробежная сила части ножки, расположенной ниже i-го сечения;

плотность материала замка;

V объём элемента замка заключённый между сечениями;

Rci расстояние от оси вращения до центра тяжести объёма V.

Угловая скорость вращения 2 = (n30)2 =2,23*106 рад/с.

Результаты расчёта объемов и напряжений растяжения сведены в таблицу 2.8

Таблица 2.8

Сеч.	Объём в сеч. Vi, м	Центр. сила сеч.Pjni Н	центр. сила Pjni Н	Напр. растяж. лi, МПа
0	1,4*106	6240	23120	167
1	1,7*106	7340	16880	128
2	1,3*106	5490	9540	132
3	0,98*106	4050	4050	120

Полная центробежная сила лопатки Pjл = Рп + Рхв = 23120+30390=53510 Н.

Напряжение смятия на зубьях определяется по формуле:

, где ,

; = 0,2 коэффициент трения;

Т.о. напряжение смятия зуба замка см = 168,5 МПа.

Напряжение изгиба у основания зуба рассчитываем по формуле:

Максимальное напряжение среза:

У современных газовых турбин серийных ГТД указанные максимальные напряжения достигают:

растягивающие напряжения в ножке лопатки л = 200 МПа;

напряжение смятия в зубьях см = 230 МПа;

напряжение изгиба у основания и = 200 МПа;

напряжение среза зуба ср = 120 МПа.

Выводы: Полученные в результате расчёта напряжения во всех сечениях замка меньше допускаемых, следовательно, вероятность разрушения хвостовика лопатки либо замковой части диска достаточно мала.

Вывод: в результате расчета были получены напряжения смятия, изгиба, среза и растяжения в замке лопатки и напряжения растяжения в сечениях гребня диска турбины.

Напряжения смятия, изгиба и среза во всех сечениях одинаковые. Это связано с постоянством ширины замка и одинаковой геометрией зубьев.

Результаты расчетов показали, что все напряжения лежат в допускаемых пределах. Самые опасные из них действуют в районе зуба, следовательно, прочность узла крепления определяет прочность зуба хвостовика лопатки.

3. Технологическая часть

3.1 Анализ чертежа детали

3.1.1 Назначение условия работы и конструкция детали

Для поддержания вращающихся деталей и для передачи вращающего момента от одной детали к другой (в осевом направлении) в конструкциях используют валы, устанавливаемые в подшипниковых опорах. Валы относятся к числу наиболее ответственных деталей машин. Существенное нарушение формы вала из-за высокой радиальной податливости или колебаний, а тем более разрушение вала влечёт за собой выход из строя всей конструкции. Поэтому к валам предъявляют высокие требования по точности изготовления, прочности, жёсткости, устойчивости и колебаниям.

Конструктивная форма зависит от нагрузок на вал и способа соединения вала с насаживаемыми деталями. При больших вращающих моментах и повышенных требованиях к центрированию валы соединяют с насаживаемыми деталями с помощью шлицевых соединений. При средних значениях вращающего момента и менее высоких требованиях к точности центрирования для посадки на валах деталей применяют шпоночные соединения.

Технические условия на изготовление валов зависят от требований к конструкции. Обработку валов производят обычно в центрах.

Шестерня предназначена для передачи вращательного движения от вала авиадвигателя к валу агрегата. Вал-шестерня является одной из основных деталей редуктора или коробки приводов, служит для передачи большого крутящего момента, понижения скорости вращения промежуточного или выходного вала.

Деталь представляет собой солнечную шестерню с зубьями и участком типа вал со шлицами. С точки зрения жесткости и прочности форма детали и соотношение размеров элементов достаточно рациональны.

Зубья детали работают в тяжелых условиях, под действием ударных и знакопеременных нагрузок, поэтому материал детали должен быть достаточно прочным, иметь пластическую, вязкую сердцевину и поверхностную твердость. Для достижения поверхностной твердости зубьев применяется термообработка токами высокой частоты (ТВЧ), которые проходят по поверхности детали.

Деталь образована цилиндрическими поверхностями и плоскостями. Наивысшая чистота поверхности Ra 0,16 мкм - принадлежит поверхности 3 низшая Ra 20 мкм - всем поверхностям, которые не сопрягаются с другими деталями механизма.

Степень точности зубчатого венца 7-С по ГОСТ 13755-81. Допускается радиальное биение поверхностей: 3 на величину 0,02 мм и 22 на величину 0,01 мм относительно поверхности 26. Допуск на перпендикулярность поверхности 1 относительно 26 не более 0,01 мм.

3.1.2 Материал детали

Материалом детали назначена конструкционная легированная сталь 50ХН. Ее применение в деталях машин: валки для горячей прокатки, валы-шестерни, зубчатые колеса, бандажи, коленчатые валы, шатуны, болты, выпускные клапаны и другие крупные ответственные детали. Свойства и характеристики материала приведены ниже.

Таблица 3.1 ? Химический состав материала

№п/п	Химический элемент	Содержание, %
1	Углерод (С)	0,45-0,54
2	Фосфор (Р), не более	0,035
3	Сера (S), не более	0,035
4	Марганец (Mn)	0,50-0,80
5	Кремний (Si)	0,17-0,37
6	Хром (Cr)	0,45-0,75
7	Никель (Ni)	1,00-1,40
8	Медь (Сu), не более	0,30

Таблица 3.2 ? Механические свойства материала при Т=20єС

Сортамент	Размер, мм	уВ, МПа	уТ, МПа	д, %	ш, %	KCU, кДж/м2	Твердость	Термообработка
Пруток	Ш25	1080	885	9	40	490	не более 207НВ	Закалка 820oC, вода, отпуск 530oC, вода

Таблица 3.3 ? Физические свойства материала при Т=20єС

Параметр	E, 10- 5 МПа	б, 10 6 1/град	л, Вт/(м·град)	с, кг/м3	C, Дж/(кг·град)
Значение	200000	11,8	43	7860	500

Таблица 3.4 ? Технологические свойства

Температура ковки, єС	начала 1200, конца 800. Сечения до 250 мм охлаждаются на воздухе, 251-350 мм - в яме
Свариваемость	не применяется для сварных конструкций
Обрабатываемость резанием	в нормализированном и отпущенном состоянии при НВ 170…217
Флакеночувствительность	чувствительна
Склонность у отпускной хрупкости	склонна

Для достижения поверхностной твердости шестерня подвергается термообработке ТВЧ с достижением твердости HRC 56…58.

3.1.3 Конструктивные особенности детали

Технологичность детали можно оценить как среднюю. Наличие легирующих элементов определяет материал как дорогостоящий, средне-дефицитный. Это в свою очередь требует применения специального режущего инструмента.

С точки зрения жесткости и прочности конструкции форма детали и соотношение размеров элементов достаточно рациональны.

Требования точности формы и расположения поверхностей обусловлены необходимостью обеспечить соосность и надежность, так как вал насоса работает в масляной среде.

Присутствие в конструкции детали шлиц, отверстий, зубьев приводит также к уменьшению технологичности, так как производительность этих операций довольно низкая.

Большинство обрабатываемых поверхностей с точки зрения обеспечения точности и шероховатости не представляют технологических трудностей, позволяют вести обработку высокопроизводительными методами.

В основном деталь достаточно технологична, имеет хорошие базовые поверхности для первоначальных операций и довольно проста по конструкции.

3.1.4 Оценка технологичности детали

В соответствии с ГОСТом 14202-73 для оценки технологичности детали используются следующие коэффициенты Кт, Кш.

Уровень технологичности конструкции по точности обработки

где - средний квалитет точности обработки изделия;

ni - число размеров соответствующего квалитета;

Т - квалитет точности конструкции.

Тогда

Поскольку Кт 0.8, то деталь технологична

Уровень технологичности конструкции по шероховатости поверхности[18, с.33]:

 где - средняя шероховатость.

Тогда

Поскольку Кш 0.32, то деталь технологична.

Коэффициент использования материала:

Ким=;

где Мд - масса детали, кг;

Мз - масса заготовки, кг.

По КИМ деталь нетехнологична.

3.1.5 Выбор и обоснование метода получения заготовки

При выборе заготовки для заданной детали назначают метод ее получения, определяют конфигурацию, размеры, допуски, припуски на обработку и формируют технические условия на изготовление.

Главным при выборе заготовки является обеспечение заданного качества готовой детали при ее минимальной себестоимости.

Технологические процессы получения заготовок определяются технологическими свойствами материала, конструктивными формами и размерами детали и программой выпуска.

Факторы, определяющие выбор способа получения заготовки:

1) форма и размеры заготовки;

2) требуемая точность и качество поверхностного слоя заготовки;

3) условия эксплуатации детали;

4) технологические свойства материала заготовки;

5) количество выпускаемых деталей;

6) производственные возможности предприятия.

Учитывая назначения и условия работы детали, ее конфигурацию, свойства материала и тип производства целесообразно избрать в качестве метода получения заготовки горячую штамповку.

Горячая объемная штамповка находит широкое применение в машиностроении, так как дает изготовить поковку с высокими механическими свойствами и по конфигурации близкую к исходной детали. Применение метода групповой технологии может обеспечить рентабельность горячей штамповки даже в условиях мелкосерийного производства.

Одним из возможных вариантов изготовления штампованной заготовки солнечной шестерни может служить штамповка на горизонтально-ковочной машине (ГКМ). Горячая штамповка на ГКМ имеет широкое применение в производстве поковок различной конфигурации. На ГКМ можно штамповать поковки шестерен, клапанов, болтов, гаек, колец, фланцев, валиков с уступами и т.д.

Штамповка на ГКМ имеет целый ряд преимуществ:

1) возможность штамповки в закрытых штампах (без облоя);

2) возможность штамповки без штамповочных уклонов, что сокращает припуски и допуски на поковку;

3) возможность обеспечения в поковке необходимого направления волокон макроструктуры, придающего ей наибольшую прочность;

4) высокая производительность;

5) возможность полной автоматизации технологического процесса штамповки.

На ГКМ штампуют в открытых, закрытых штампах и в штампах для выдавливания. Типичным процессом штамповки на ГКМ является многоручьевая осадка в закрытых двухразъемных штампах. Основным отличием штампов ГКМ является наличие двух взаимно перпендикулярных разъемов.

Чертёж поковки составляют по чертежу готовой детали. При этом надлежит установить разъём штампов и назначить припуски и допуски, определить штамповочные уклоны, радиусы закруглений, а также установить форму и размеры наметок отверстий и перемычек под прошивку.

К основным факторам, определяющим величины допусков и припусков относятся прежде всего технологические свойства штампуемых сплавов, габаритные размере (или масса) и форма поковки.

Штамповочные уклоны необходимы для облегчения удаления поковки из ручья. Однако их величина (отклонение по вертикали) должна быть минимальной, так как её уменьшение способствует снижению массы поковки, уменьшению напуска, облегчению заполнения окончательного ручья и увеличению его стойкости.

Острые кромки на поверхности поковки необходимо закруглить. При закруглении этих кромок радиусами недостаточной величины концентрация напряжений в соответствующих углах окончательного ручья при работе штампа ведёт к быстрому образованию в нём трещин. Вместе с тем затекание металла в углы резко затруднено и требует повышенного давления при штамповке.

Значения радиусов закругления внешних углов (так называемых наружных радиусов закруглений) установлены ГОСТ 7505-74 в пределах 0,8-8,0 мм в зависимости от массы поковки в пределах до 200 кг.



Рис. 3.1 - Схема нумерации поверхностей детали

3.2 Расчет числа технологических переходов обработки основных поверхностей детали

Число переходов, необходимое для обработки каждой из поверхностей детали и их состав по применяемым методам обработки определяются соотношением характеристик точности размеров, формы и шероховатости одноимённых поверхностей исходной заготовки и готовой детали.

При определении необходимого и достаточного количества ступеней обработки отдельных поверхностей для обеспечения заданных характеристик точности формообразующих размеров, формы и качества поверхности с достаточной для практических целей точностью, воспользуемся зависимостями:

число ступеней обработки, необходимое для обеспечения заданной точности:

(3.1)

где Тзаг - допуск размера заготовки, мкм;

Тдет - допуск размера детали, мкм.

число ступеней обработки, необходимое для обеспечения заданной шероховатости:

(3.2)

где Raзаг - шероховатость поверхности заготовки, мкм;

Raдет - шероховатость поверхности готовой детали, мкм.

Для торцевых и конических поверхностей расчет потребного числа переходов производится только по шероховатости ввиду отсутствия допусков на эти поверхности.

Число потребного количества ступеней обработки принимаем исходя из следующих факторов:

1. Увеличение ступеней обработки приводит к уменьшению доли общего припуска, снимаемого на каждой операции в отдельности, что в свою очередь приводит к разгрузке оборудования, увеличению стойкости режущего инструмента, улучшению процесса резания.

2. В свою очередь меньшее количество ступеней обработки требует меньшего количества оборудования, меньшее количество людей, значительно упрощается техпроцесс и уменьшается время на обработку.

Исходя из этих соображений будем намерено завышать количество операций для наиболее ответственных поверхностей. Для наименее ответственных поверхностей, будем намеренно занижать количество операций. Разбивку точности проводим исходя из метода обработки.

Для поверхности №3 [рис.2.1] имеем:

Принимаем ближайшее целое число для большего, т.е. n = 5.

3.3 Разработки плана технологического процесса

Выбор и обоснование технологических баз

База ? это поверхность или выполняющее ту же функцию сочетание поверхностей, ось или точка, принадлежащая заготовке (детали) и используемая для базирования.

На чертеже детали проставлена одна конструкторская база. Также имеются две точно обработанные цилиндрические поверхности, которые имеют жесткие допуски по радиальному биению относительно базы. Таким образом, имеем три поверхности, которые могут быть использованы в качестве технологических баз. Исходя из соображений удобства закрепления заготовке на станке выбираем за базы левую внешнюю поверхность 3 и правую внутреннюю 22.

Также необходимо выбрать торцевые поверхности, которые будут служить упорами при обработке. Принимаем сопряженные с базами поверхности торцев 1 и 15.

Таким образом, имеем 2 комплекта технологических баз:

? левый комплект баз: внешняя цилиндрическая поверхность 3 и торец 1;

? правый комплект баз: внутренняя цилиндрическая поверхность 22 и торец 15.

Для большинства операций соблюдается принцип совмещения и постоянства баз, и такие базы называются чистыми. Исключение составляют первые операции, на которых базы уступают по точности и качеству обрабатываемым поверхностям. Это черновые базы, которые могут быть использованы только один раз и для координации только одной из обрабатываемых поверхностей. То есть обработку детали начинаем с той поверхности, которая будет служить установочной базой для дальнейших операций.

Обработку поверхностей точным взаимным расположением включаем в одну операцию, и выполняем за одно закрепление заготовки. А черновую и чистовую обработки заготовок со значительными припусками выделяем в отдельные операции, так как совмещение черновых и чистовых переходов в одной операции приводит к снижению точности обработки вследствие повышенного износа инструмента на черновых операциях.

План обработки строим так, чтобы последними обрабатывались поверхности, к которым предъявляются повышенные требования по точности, а в начале те поверхности, к точности которых предъявлены меньшие требования. При определении последовательности переходов операции, предусматриваем опережающее выполнение тех переходов, которые подготавливают возможность осуществления следующих за ними переходов.

3.4 Расчет припусков и операционных размеров на обработку

3.4.1 Расчет припусков и операционных размеров на диаметральные поверхности нормативным методом

Величину минимального припуска на диаметральные поверхности определяют по формуле:

,(3.3)

где Rzi-1 и hi-1 - соответственно шероховатость и глубина дефектного слоя на предыдущей ступени обработки, мкм;

Дi-1 - величина суммарных пространственных отклонений на предыдущей ступени обработки, мкм;

еi - погрешность установки детали в данной ступени обработки, мкм.

Величина суммарных пространственных отклонений определяется по формуле:

,(3.4)

где Дкор - величина коробления поковки, мкм;

Дсм - величина смещения поковки, мкм.

Величина пространственных отклонений в процессе обработки полностью не исчезает, а значительно уменьшается по величине. Величина остаточных отклонений определяется по величине коэффициента уточнения формы:

,(3.5)

где Ку - коэффициент уточнения формы.

Номинальный припуск определяется по формуле:

,(3.6)

где Ti-1 - допуск размера на предыдущей обработке, мкм.

Максимальный припуск определяется для отверстия и вала отдельно:

? валов

,(3.7)

? отверстий

.(3.8)

Минимальный припуск для:

? валов

,(3.9)

? отверстий

.(3.10)

Расчетный диаметр определяется для отверстия и вала отдельно:

? валов

,(3.11)

? отверстий

.(3.12)

Выполним расчет припусков на диаметральные поверхности на примере внешней цилиндрической поверхности 13 Ш224h12.

Составляющие припуска, входящие в формулу, определяются с учетом принятых методов обработки поверхностей. Результаты вычислений заносятся в таблицу 6.1 в следующем порядке:

1) Маршрут обработки элементарных поверхностей и достигаемая при этом шероховатость поверхности заполняются в таблицу на основании данных метода обработки.

2) Величины и , характеризующие состояние поверхности заготовки после обработки различными методами, определяем по таблицам точности и качества обработки.

3) Пространственные отклонения ?У для поковок выражаются отклонением оси от прямолинейности в результате коробления и смещением оси заготовки в результате смещения половин штампа при штамповке. Для рассматриваемой поверхности

?кор = 500 мкм,

?см = 600 мкм.

Тогда суммарная погрешность ? определяется по формуле (3.4):

мкм.

Следует отметить, что после термообработки возникает дополнительное коробление, определяемое по эмпирической формуле, мкм на 1мм длины рассматриваемой поверхности:

.

Тогда суммарная величина дополнительного коробления при длине поверхности L=30 мм:

Получаем пространственные отклонения по каждому технологическому переходу:

? точение черновое ? = 781•0,06 = 46,86 ? 47 мкм;

? точение получистовое ? = 781•0,05 = 39,05 ? 40 мкм;

? точение чистовое ? = 781•0,04 = 31,24 ? 32 мкм;

? шлифование однократное

?кор = (20+6,55)•0,04/0,03 = 19,9 мкм,

?см = 600•0,03 = 18 мкм,

?26 мкм.

4) Погрешность установки представляет собой отклонение фактически достигнутого положения заготовки при ее установке от требуемого. Она зависит от способа закрепления детали на станке, типа приспособления, его точности и т.д. По материалам таблицы получаем:

? точение черновое = 200 мкм;

? точение получистовое = 20 мкм;

? точение чистовое = 10 мкм;

? шлифование однократное = 10 мкм.

Имея значение составляющих элементов припуска, определяем расчетное значение минимального припуска на диаметр по формуле (3.3) для всех ступеней обработки:

? точение черновое

? точение получистовое

? точение чистовое

? шлифование однократное

5) Следующую графу таблицы (допуск на размер) заполняем на основании данных о точности на каждой ступени обработки.

6) Расчетный припуск 2Zномр определяется как сумма минимального припуска 2Zminр и допуска на предшествующей ступени обработки по формуле (3.6):

? точение черновое

? точение получистовое



? точение чистовое

? шлифование однократное

7) Расчетный размер на последней ступени обработки равен размеру готовой детали. Для шлифования однократного Dp = 224 мм.

Для остальных технологических переходов:

? точение чистовое

? точение получистовое

? точение черновое

? штамповка

Обрабатываемая поверхность ? наружная (вал), поэтому наибольшие предельные размеры на данной операции равны или примерно равны (с округлением в большую сторону до десятых долей миллиметра) расчетным:

? шлифование однократное

? точение чистовое

? точение получистовое

? точение черновое

? штамповка (с учетом отклонения +2,0 мм)

8) Минимальные предельные значения заготовки на всех этапах ее обработки определяются по формуле:

,(3.14)

? шлифование однократное

? точение чистовое

? точение получистовое

? точение черновое

? штамповка

9) Имея значение и , можно найти значение максимального и минимального припусков:

? точение черновое

? точение получистовое

? точение чистовое

? шлифование однократное

Технологический операционный размер на каждой ступени обработки записывается как номинальный размер с допуском. При этом, в случае обработки охватывающих поверхностей в качестве номинального выступает минимальный размер, а в случае охватываемых - максимальный.

Технологический размер заготовки записывается как номинальный размер заготовки с соответствующим допуском.

Для остальных поверхностей расчет проводим нормативным методом, в котором минимальный расчетный припуск 2Zmin.p принимается из таблицы. Остальные расчеты аналогичны описанным выше.

Результаты расчетов припусков по расчетно-аналитическому и нормативному методам сведены в табл. 3.6.

Таблица 3.6 ? Расчет припусков на диаметральные размеры нормативным методом

Технологический переход	Расчетный припуск	Допуск размера	Расчетный припуск	Расчетный размер	Принятые размеры, мм	Принятые припуски, мм	Операционный размер
	2Zmin.p, мкм	T, мм	2Zном.p, мкм	D, мм	Dmax	Dmin

Подобные документы

• Расчет турбины турбореактивного двухконтурного двигателя на базе АЛ–31Ф

  Термогазодинамический расчет двигателя, выбор и обоснование параметров. Согласование параметров компрессора и турбины. Газодинамический расчет турбины и профилирование лопаток РК первой ступени турбины на ЭВМ. Расчет замка лопатки турбины на прочность.
  
  дипломная работа [1,7 M], добавлен 12.03.2012
  

• Проектировочный расчет газотурбинного двигателя мощностью 10,5 МВт

  Проект двигателя для привода газоперекачивающего агрегата. Расчет термодинамических параметров двигателя и осевого компрессора. Согласование параметров компрессора и турбины, профилирование компрессорной ступени. Газодинамический расчет турбины на ЭВМ.
  
  курсовая работа [429,8 K], добавлен 30.06.2012
  

• Винтовентиляторный двигатель

  Выбор и обоснование параметров двигателя, его термогазодинамический расчет. Термогазодинамический расчёт двигателя на ЭВМ. Согласование параметров компрессора и турбины. Профилирование ступени компрессора, газодинамический расчет турбины на ЭВМ.
  
  курсовая работа [4,2 M], добавлен 22.09.2010
  

• Турбина турбореактивного двухконтурного двигателя

  Термогазадинамический расчет двигателя, профилирование лопаток рабочих колес первой ступени турбины. Газодинамический расчет турбины ТРДД и разработка ее конструкции. Разработка плана обработки конической шестерни. Анализ экономичности двигателя.
  
  дипломная работа [1,5 M], добавлен 22.01.2012
  

• Приводной газотурбинный двигатель для энергоустановки

  Выбор и обоснование мощности и частоты вращения газотурбинного привода: термогазодинамический расчет двигателя, давления в компрессоре, согласование параметров компрессора и турбины. Расчет и профилирование решеток профилей рабочего колеса турбины.
  
  курсовая работа [3,1 M], добавлен 26.12.2011
  

• Расчет и профилирование проточной части компрессора воздушно-реактивного двигателя

  Расчет параметров потока и построение решеток профилей ступени компрессора и турбины. Профилирование камеры сгорания, реактивного сопла проектируемого двигателя и решеток профилей рабочего колеса турбины высокого давления. Построение профилей лопаток.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 27.02.2012
  

• Турбина турбовального двигателя мощностью на взлете Ne=11.88 МВт

  Согласование параметров компрессора и турбины и ее газодинамический расчет на ЭВМ. Профилирование лопатки рабочего колеса и расчет его на прочность. Схема процесса, проведение токарной, фрезерной и сверлильной операций, анализ экономичности двигателя.
  
  дипломная работа [3,8 M], добавлен 08.03.2011
  

• Расчет основных узлов газотурбинного двигателя

  Профилирование ступени турбины высокого давления, газодинамический расчет. Проектирование камеры сгорания и выходного устройства; построение треугольников скоростей и решеток профилей турбины в межвенцовых зазорах на внутреннем и наружных диаметрах.
  
  курсовая работа [615,0 K], добавлен 12.03.2012
  

• Расчет и профилирование проточной части винтовентиляторного двигателя

  Профилирование лопатки первой ступени турбины высокого давления. Расчет и построение решеток профилей дозвукового осевого компрессора. Профилирование решеток профилей рабочего колеса по радиусу. Расчет и построение решеток профилей РК турбины на ПЭВМ.
  
  курсовая работа [2,5 M], добавлен 04.02.2012
  

• Расчет турбокомпрессора двигателя КамАЗ 740.51-320

  Проектирование центробежного турбокомпрессора, состоящего из центробежного компрессора и радиально-осевой газовой турбины. Уточнение расчетных параметров и коэффициента полезного действия турбины. Расчет соплового аппарата и рабочего колеса турбины.
  
  курсовая работа [1,7 M], добавлен 08.05.2021
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам