Газогенератор наземной установки на основе ГТД-110

Камера сгорания предназначена для подвода тепла к рабочему телу - воздуху, поступающему из компрессора, за счет непрерывного сжигания в нем топлива. По конструкции камера сгорания является трубчато кольцевой-противоточной (с противоположным направлением движения газа внутри жаровой трубы до газосборника по отношению к направлению потока воздуха снаружи жаровой трубы). Камера сгорания состоит из: кожуха, жаровой трубы, топливных форсунок, воспламенителя. Корпус трубчато кольцевой-противоточной камеры сгорания, соединяясь с передним корпусом, представляет собой часть силовой схемы двигателя, он выполнен в виде малого усеченного конуса, вынесенного над турбиной газогенератора. Этот тип камер сгорания, как правило, применяют в малоразмерных и средней мощности двигателях с осецентробежным компрессором. Такая камера сгорания обладает рядом особенностей. Ее входные диффузоры должны не только уменьшать скорость потока, но и устранять остаточную закрутку.

1.3 Турбина газогенератора

3. Расчет замка крепления рабочей лопатки компрессора

Одним из основных видов крепления лопаток компрессора являются замки типа ”ласточкин хвост“. От осевого перемещения лопатки крепятся в пазах. Лопатки могут садиться с натягом до 0,05 мм и с зазором (0,03..0,06) мм. Обычно посадку производят с зазором.

При работе двигателя на лопатку компрессора действуют центробежные силы, газовые силы и вибрации лопатки, которые обычно определяются экспериментальным путем. В данном расчете замка лопатки, учитываем действие только центробежных сил, а коэффициент трения принимаем f = 0, 3.

Расчетная схема замка лопатки представлена на рис. 4.

Рис. 4 - Расчетная схема замка лопатки

Центробежная сила лопатки

,

,

где - напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами;

Fк - площадь корневого сечения лопатки.

центробежная сила от хвостовика лопатки.

=4500 кг/м3 - плотность материала лопатки;

- длина контактной поверхности;

- площадь хвоставика;

= 0,644 м - радиус центра тяжести хвостовика лопатки;

где частота вращения рабочего колеса об/мин.

Таким образом, центробежная сила лопатки равна

,

Силу N, нагружающую грань хвостовика лопатки, можно определить из выражения

,

Где б=650

Напряжение смятия определяется из выражения

,

где м.

Коэфициент запаса:

=2.3;

Вывод: поскольку для титана допустимые напряжения смятия равны 120=280 Мпа, то полученное значение напряжений смятия удовлетворяет нормам прочности.

Гребень считаем на напряжение растяжения от центробежных сил лопатки и части обода. Расчетная схема показана на рисунке 5.

Рис. 5 - Схема перемычки в диске между лопатками

Напряжение растяжения у корня гребня определяется из выражения

,

где S - геометрическая сумма сил N,

- центробежная сила гребня,

,b - размеры, показанные на рисунках.

центробежная сила от гребня диска.

Геометрическая сумма сил N (S) определяется по выражению

Здесь - угол между боковой гранью замка и осью, проходящей через центр тяжести хвостовика лопатки,

- угол между осями лопаток.

Полученное значение напряжения растяжения меньше предельно допустимого значения, которое для титановых сплавов равно .

Коэфициент запаса составил:

=5.8;

Напряжение изгиба в клиновидном сечении диска от центробежных сил лопатки определяем по гипотезе ломаных сечений, разработанной А.В. Верховским. Построение ломаного сечения производится следующим образом (рис. 5.1). Через точку А основания клина проводят нормаль АВ к образующей паза. Точка В является пересечением нормали с биссектрисой угла СНА. Через точку В проводят нормаль к контуру СН. Проведя из точки В нормаль к линии действия силы N, приложенной в середине образующей паза, находим в месте пересечения их точку Е и плечо ВЕ.

Рис. 5.1 - Схема изгиба угла гребня по гипотезе ломаных сечений

Изгибающий момент относительно точки В:

Максимальное напряжение от изгибающего момента возникает в точках

А и С:

9.86 МПа150 МПа.

Истинные напряжения изгиба определяются с учетом коэффициента концентрации напряжения . Величина зависит от глубины паза диска и угла наклона его грани :

При h=18-30 мм и =60-750 , ак=1,8-2,8.

Запас прочности в трапецевидных замках по изгибающим моментам находятся из выражения:

=5.43.

Допускаемые напряжения в гребнях диска приведены таблице

В результате расчета замка лопатки были получены напряжение растяжения, смятия и изгибающие напряжения.

Окончательная оценка прочности определяется запасом прочности для каждого вида напряжений отдельно.

Максимальные напряжения замок испытывает от действия изгибающего момента. Полученные в результате расчета запасы прочности гарантируют надежное закрепление лопаток в диске с помощью трапецивидного замка.

4. Расчет на прочность диска компрессора

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

Нагрузки, действующие на диски.

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

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

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:

диск считается симметричным относительно серединной плоскости, перпендикулярной оси вращения;

диск находится в плосконапряженном состоянии;

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

напряжения на любом радиусе не меняются по толщине;

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

Цель расчета.

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

Исходные данные.

Частота вращения диска =3000 об/мин;

Материал диска - титановый сплав ВТ3;

Плотность материала = 4500 кг/м;

Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме = 110.943 МПа;

Рис. 6 - Расчетная схема диска

Площадь корневого сечения лопатки =0.99-03м;

Число лопаток на рабочем колесе =41;

Площадь радиального сечения разрезной части обода ;

Радиус центра тяжести площади радиального сечения = 0.61 м;

Значения геометрических величин по сечениям диска Табл. 3

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

где z - число лопаток на ободе диска;

урк - напряжение в корневом сечении лопатки от растяжениями центробежными силами;

FК - площадь корневого сечения лопатки;

с - плотность материла диска и лопатки;

f - площадь радиального сечения разрезной части обода диска;

Rf - радиус центра тяжести площади f;

RK - наружный радиус неразрезного обода диска;

bК - ширина обода диска на радиусе RK.

Ниже приведены результаты расчета диска на ЭВМ (см.табл. 4) и изменение радиального и окружного напряжения, и запасов прочности по сечениям диска. Расчет выполняем по программе DISK 112.exe [2].Результаты приведены в таб.4

РАCЧЕТ НА ПРОЧНОCТЬ ДИCКОВ КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН

********************************************************************************

ВЫПОЛНИЛ(А) : Bushanova V

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

DP= 0 DT= 0

Частота вращения = 3000.0 об/мин

Количество расчетных сечений = 11

Количество скачков на контуре = 0

Контурная нагрузка = 22.649 МПа

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

Коэффициент Пуассона = .30

R(1)= .5000 R(2)= .5100 R(3)= .5200 R(4)= .5300

R(5)= .5400 R(6)= .5550 R(7)= .5660 R(8)= .5780

R(9)= .5900 R(10)= .6000 R(11)= .6200

B(1)= .1727 B(2)= .1727 B(3)= .1727 B(4)= .1727

B(5)= .1727 B(6)= .1727 B(7)= .1727 B(8)= .1727

B(9)= .1727 B(10)= .1727 B(11)= .1727

Плотность материала = 4500.00

Предел длит. прочности материала= 950.0

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

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

1 .5000 .1727 .00 282.78 282.78 3.4

2 .5100 .1727 3.41 276.45 274.76 3.5

3 .5200 .1727 6.48 270.41 267.23 3.6

4 .5300 .1727 9.22 264.64 260.15 3.7

5 .5400 .1727 11.67 259.11 253.47 3.7

6 .5550 .1727 14.89 251.14 244.03 3.9

7 .5660 .1727 16.84 245.63 237.66 4.0

8 .5780 .1727 18.64 239.87 231.11 4.1

9 .5900 .1727 20.12 234.34 224.96 4.2

10 .6000 .1727 21.11 229.92 220.12 4.3

11 .6200 .1727 22.65 221.33 210.92 4.5

Рис. 7 - Изменение напряжений по сечениям

Рис. 8 - Изменение запасов прочности по сечениям

В данной расчетной работе был проведен расчет диска первой ступени компрессора низкого давления ГТУ. Были получены значения радиального, окружного и эквивалентного напряжений в различных радиальных сечениях диска. Также были посчитаны значения запасов прочности в радиальных сечениях диска.

Значения запасов прочности по сечениям диска удовлетворяют нормам прочности, по которым запас прочности должен быть не менее 1.3….1.5. В нашем случае минимальный запас прочности 3.4, что обеспечивает безопасную работу диска, компрессора и двигателя в целом.

5. Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний и построение частотной диаграммы

При работе авиационного газотурбинного двигателя на рабочие лопатки компрессора действуют периодически изменяющиеся газовые силы, что связанно с неравномерностью газовоздушного потока по окружности в проточной части двигателя. Эти силы вызывают вынужденные колебания лопаток. При совпадении частот собственных колебаний лопатки с частотами вынужденных колебаний наступают резонансные колебания, при которых амплитуда колебаний резко возрастает, что может привести к разрушению лопатки. Опасных резонансных колебаний можно избежать путем изменения частоты собственных колебаний лопаток или частоты и величины возбуждающей силы.

Колебания лопаток могут быть изгибными, крутильными, сложными (изгибно-крутильными) и высокочастотными пластиночными.

Особенно легко возбуждаются колебания по основной (первой) изгибной форме. Нередко возникают колебания по второй или третьей изгибной, первой или второй крутильной формам.

Цель расчета.

Полный расчет лопаток на колебания включает в себя:

определение нескольких частот (обычно низших) собственных изгибных колебаний;

определение частоты сил, вызывающих вынужденные колебания лопаток;

определение резонансных режимов работы двигателя;

оценка сил демпфирования колебаний;

оценка вибронапряжений лопатки при ее колебании.

Ограничимся первыми тремя пунктами на стадии проектирования.

Целью данного расчета является определение частоты собственных изгибных колебаний рабочей лопатки первой ступени компрессора по первой форме, построение частотной диаграммы и нахождение резонансных режимов работы двигателя.

Методика расчета.

Для определения частоты собственных изгибных колебаний лопаток по первой форме воспользуемся энергетическим методом Релея, который основан на законе сохранения энергии свободно колеблющейся упругой системы. Согласно этому закону для свободных колебаний упругой системы без учета сил сопротивления сумма кинетической и потенциальной энергий сохраняется все время неизменной. Сущность метода состоит в том, что вычисляются максимальные значения потенциальной энергии лопатки в ее крайнем положении, а кинетической энергии в среднем.

Вращение лопатки совместно с диском, на котором она закреплена, оказывает влияние на ее колебания, так как центробежная сила стремится вернуть колеблющуюся лопатку в положение равновесия. Действие центробежной силы лопатки приводит к тому же результату, что и увеличение жесткости, поэтому частота собственных колебаний вращающейся лопатки (динамическая частота) повышается с увеличением частоты вращения ротора.

Динамическую частоту собственных изгибных колебаний вращающейся лопатки определяем по формуле:

,

где - собственная частота лопатки; - частота вращения ротора, об/c; - коэффициент пропорциональности, зависящий от геометрии лопатки и формы упругой линии.

Определив коэффициент и задавшись несколькими значениями частот в диапазоне рабочих частот вращения двигателя, находим соответствующие величины динамических частот собственных колебаний лопатки и строим зависимость

.

Построение частотной диаграммы.

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 ТВД

.

Для определения резонансных режимов работы двигателя с учетом принятого масштаба нанести на график пучок прямых линий, выходящих из начала координат, которые представляют собой частоты колебания гармоник возбуждающих сил, описываемых уравнением

,

где - порядок гармоник возбуждающих сил; на графике он равен тангенсу угла наклона прямой. Для проектируемого двигателя=1 количество датчиков давления,= 8 - количество стоек; =37 - число лопаток направляющего аппарата .

Точки пересечения лучей с кривой изменения дадут резонансные частоты вращения двигателя.

Расчет проводим по методике [3]. Вычисления делаем по программе кафедры 203 Dinlop.exe. Результаты расчета приведены в таблице и график частотной диаграммы на рис.9 .

PACЧET ДИHAMИЧECKOЙ ЧACTOTЫ 4 ФOPM

ИЗГИБHЫX KOЛEБAHИЙ ЛOПATKИ KOMПРECCOPA (TУPБИHЫ)

METOДOM PEЛEЯ-MEЙEPOBИЧ

ВЫПOЛHИЛ(A) : Бушанова Виолетта

У3EЛ ДBИГATEЛЯ: кoмпpeccop MATEPИAЛ: BT3-1

ИCXOДHЫE ДAHHЫE:

Лoпaткa cплoшнaя

Xopды лoпaтки - кopнeвaя, cpeдняя, пepифepийнaя

B [м]= 0.1240000 0.1240000 0.1240000

Maксимальные толщины профиля пера лопатки

D [м]= 1.1520000E-02 8.6399997E-03 5.7600001E-03

Макcимaльныe cтpeлы прогибa пpoфиля пepa лoпaтки

AP [м]= 5.1699998E-03 4.8000002E-03 1.4299999E-03

Углы ycтaнoвки пpoфиля - кopнeвoй,сpeдний,пepифepийный

Гaммa [гpaд]= 43.40000 36.40000 29.60000

Teмпepaтypa пepa лoпaтки

tлoп [гpaд]= 15.00000 15.00000 15.00000 15.00000

15.00000 15.00000 15.00000 15.00000 15.00000

15.00000 15.00000

Moдyль yпpyгocти мaтepиaлa лoпaтки

E [MПa]= 115006.3 115006.3 115006.3 115006.3

115006.3 115006.3 115006.3 115006.3 115006.3

115006.3 115006.3

Плoтноcть матepиaлa пepa лoпaтки

PO [кг/м3]= 4500.000

Oбъeм и пoлoжeниe бaндaжнoй пoлки

VP[м3]= 0.0000000E+00 RP[м]= 1.078200 XP[м]= 0.4140000

Paдиyc кopнeвoгo сeчeния и длина лoпaтки

RK [м]= 0.6205000 L [м]= 0.4140000

Плoщади ceчeний пepa лoпатки

FK [м2]= 9.8993664E-04 FC [м2]= 7.4245245E-04 FP [м2]= 4.9496832E-04

Mинимaльныe мoмeнты инepции ceчeний

JK [м4]= 9.3379899E-09 , JC [м4]= 4.2910897E-09 JP [м4]= 1.0314501E-09

Maкcимaльнaя чacтoтa вpaщения poтopa

NSM [oб/c]= 50.00000

EPS= 9.9999997E-05 Q0= 1.000000 Q1= 3.500000

----------------------------------------------------------------------

PEЗУЛЬTATЫ PACЧETA:

Q NS [об/с] F1 [Гц] F2 [Гц] F3 [Гц] F4 [Гц]

1 1.862787 0.0 57.39 268.05 677.00 1065.22

2 1.861490 5.0 58.20 268.22 677.07 1065.26

3 1.858057 10.0 60.58 268.75 677.30 1065.43

4 1.852055 15.0 64.35 269.66 677.73 1065.79

5 1.844658 20.0 69.27 270.96 678.44 1066.44

6 1.836390 25.0 75.11 272.66 679.45 1067.46

7 1.825680 30.0 81.67 274.82 680.96 1069.13

8 1.814924 35.0 88.78 277.41 682.90 1071.37

9 1.803556 40.0 96.31 280.45 685.39 1074.35

10 1.792264 45.0 104.18 283.92 688.39 1078.03

11 1.780849 50.0 112.29 287.84 691.98 1082.51

I Q NS[1/c] F1[1/c] F2[1/c] F3[1/c] F4[1/c]

1 1.862787 0.0 57.39 268.05 677.00 1065.22

2 1.861490 5.0 58.20 268.22 677.07 1065.26

3 1.858057 10.0 60.58 268.75 677.30 1065.43

4 1.852055 15.0 64.35 269.66 677.73 1065.79

5 1.844658 20.0 69.27 270.96 678.44 1066.44

6 1.836390 25.0 75.11 272.66 679.45 1067.46

7 1.825680 30.0 81.67 274.82 680.96 1069.13

8 1.814924 35.0 88.78 277.41 682.90 1071.37

9 1.803556 40.0 96.31 280.45 685.39 1074.35

10 1.792264 45.0 104.18 283.92 688.39 1078.03

11 1.780849 50.0 112.29 287.84 691.98 1082.51

k= 1

0.0000000E+00 0.0000000E+00

55.00000 55.00000

k= 8

0.0000000E+00 0.0000000E+00

55.00000 440.0000

k= 37

0.0000000E+00 0.0000000E+00

32.18285 1190.765

Проектируемый двигатель имеет 8 стойки корпуса, а также возбудителями вынужденных колебаний будут являться направляющие лопатки перед ступенью и один датчик давления, то есть k1=8 k2=37, k3=1.

Частотная диаграмма представлена на рис. 9.

Рис. 9 - Частотная диаграмма

компрессор лопатка турбина прочность

Проведя данный расчет, мы получили значения динамических частот первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора, возможных при вращении ротора компрессора на различных оборотах рабочего режима.

Построили частотную диаграмму, из которой видно, что в рабочем диапазоне частот вращения ротора компрессора низкого давления резонанс не возникает. Возникает только в области малых оборотов, которые не вызывают опасностей.

6. Расчет наружного корпуса камеры сгорания на прочность от действия перепада давлений

Напряжённое состояние оболочки, за исключением участков, расположенных вблизи фланцев или мест действия сосредоточенных сил, достаточно точно определится на основании безмоментной теории [5], которая предполагает отсутствие внутренних изгибающих и крутящих моментов, а, следовательно, и перерезывающих сил. Также предполагаем, что все нагрузки независимы.

Рис. 10 - Расчетная схема действия сил элемент наружного корпуса

Выделим из цилиндрической оболочки элемент, ограниченный отрезками двух параллельных кругов и двух образующих (рис. 11). Заменяя действие отброшенных частей оболочки соответствующими усилиями , рассмотрим равновесие этого элемента.

- радиус меридиана и параллели соответственно.

Рис. 11 - Схема нагружения тонкостеной оболочки избыточным давлением

,

Материал камеры сгорания XH60БТ,ВЖ-98. Максимальная температура10000С

.

Для данного типа камеры сгорания t=401.8, =600МПа

К=/=600/238.888=2.5

На внутренний кожух камеры сгорания не действует перепад давлений, поэтому давление критическое считать не надо.

В данном разделе был выполнен расчёт наружного корпуса КС на прочность, так как при очень большом перепаде давления существует опастность разрыва наружного корпуса. Входе проведенных расчетов определен запас прочности, из чего следует что полученные результаты удовлетворяют нормам прочности [5].

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта по дисциплине: "Конструкция и прочность газотурбинных установок", был расчитан газогенератор наземной установки привода электрогенератора, прототипом которого является ГТД -110.

В данном проекте проведено окончательное проектирование и расчет лопатки первой ступени компрессора .

Проведен расчёт на прочность лопатки первой ступени компрессора, замка рабочей лопатки и диска первой ступени компрессора.

При расчёте лопатки на прочность получены допустимые запасы прочности по всей высоте пера лопатки. Минимальный запас прочности (К=4.186) получен во втором сечении.

При расчёте диска первой ступени компрессора на прочность получен удовлетворительный запас прочности по всей высоте диска. Минимальный запас прочности получен в 1 сечении диска (К =3,4).

При расчёте динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора и построении частотной диаграммы получены резонансы ротора компрессора. Все резонансы не опасные, что важно для работы ГТУ.

При расчете замка трапецивидного типа лопатки были получены напряжение растяжения, смятия и напряжения от действия изгибающего момента.

Также в курсовом проекте выполнен расчёт наружного корпуса камеры сгорания на прочность от действия перепада давления. Полученные результаты удовлетворяют нормам прочности.

В целом, спроектированный газогенератор удовлетворяет требованиям современного газотурбостроения.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Шарков С.Ю. Расчёт на прочность рабочей лопатки компрессора или турбины // Харьков: ХАИ, 1993. 33 с.

2. Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Муравченко Ф.М. Расчёт на прочность дисков компрессоров и турбин // Харьков: ХАИ, 1998. 28 с.

3. Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Шарков С.Ю. Расчёт динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора или турбины и построение частотной диаграммы // Харьков: ХАИ, 1992. 23 с.

4. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей / Под ред. Д.В. Хронина. М.: Машиностроение, 1989. 368 с.

5. Скубачевский Г.С. Авиационные газотурбинные двигатели, конструкция и расчёт деталей. М.: Машиностроение, 1981. 552 с.

Размещено на Allbest.ru