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.

Рубрика Производство и технологии
Вид дипломная работа
Язык русский
Дата добавления 08.03.2011
Размер файла 3,8 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського

«Харківський авіаційний інститут»

Кафедра 203

ТУРБІНА ТУРБОВАЛЬНОГО ДВИГУНА ПОТУЖНІСТЮ НА ЗЛЬОТІ Ne=11.88 МВт
Пояснювальна записка до випускної роботи бакалавра,
напрямок 7. 100117 - «Авіація та космонавтика»
Фаховий напрямок - «Авіаційні двигуни та енергетичні установки (АД та ЕУ)»
ХАІ.203.240.08В.100117.042085
Виконавець студент гр. 240 Д.М. Шевченко
_____________________ (№ групи) (П.І.Б.)
(підпис, дата)
Керівник асистент
(науковий ступінь, вчене звання)
Є.В. Марценюк
(підпис, дата) (П.І.Б.)
Нормоконтролер д-р техн. наук, проф.
(науковий ступінь, вчене звання)
С.В. Єпіфанов
(підпис, дата) (П.І.Б.)
2008
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського
«Харківський авіаційний інститут»
Кафедра 203

ЗАВДАННЯ

до випускної роботи бакалавра

студенту______________________________________________________

(прізвище, ім'я, по батькові)

1 Тема випускної роботи «Турбіна турбовального двигуна потужністю на зльоті Nе=11.88 МВт»

Вихідні дані:

а) основний розділ проекту: розробити конструкцію вузла турбіни, виконати розрахунки на міцність основних навантажених деталей____________

Консультант Є.В. Марценюк

б) технологічний розділ проекту: розробка технологічного процесу виготовлення деталі ГТД_______________________________________________

Консультант О.Ф. Горбачов

в) економічний розділ проекту: зробити порівняння спроектованого двигуна та двигуна-прототипа__________________________________________

Консультант Є.В. Марценюк

2 Зміст пояснювальної записки (перелік питань, які входять у розробку):

- термогазодінамічний розрахунок двигуна, газодинамічний розрахунок турбіни, профілювання робочих лопаток;

- опис конструкції вузла турбіни;

- розрахунки на міцність робочої лопатки, диска турбіни, розрахунок коливань пера робочої лопатки, побудова частотної діаграми, розрахунки на міцність кріплення робочої лопатки, корпуса камери згоряння;

- розробка технологічного процесу виготовлення деталі ГТД;

- порівняння спроектованого двигуна та двигуна-прототипа;

- висновок.

3 Перелік графічного матеріалу (з точним указанням обов'язкових креслень):

Лист №1 (формат -) - креслення повздовжнього розрізу турбіни.

Лист №2 (формат А1) - конструктивно компонувальна схема двигуна та графіки розподілу основних параметрів по проточній частині.

Лист №3 (формата А4Ч3) - креслення ковпачка.

Лист №4 (формата А4) - креслення заготівки для виготовлення ковпачка.

Лист №5 (формата -) - план виготовлення корончатої шестерні.

4 Дата видачі завдання:________________________________________

5 Дата подання закінченої роботи:_______________________________

Керівник _______________________________

(підпис)

Завдання прийняв до виконання

_______________________________

(дата, підпис студента)

РЕФЕРАТ

Звіт випускної роботи бакалавра містить: 118 с., 21 табл., 30 рис., 12 джерел, та 15 с. комплекту технологічної документації.

Випускна робота бакалавра присвячена актуальній на сьогодні темі проектуванню турбін авіаційних двигунів для транспортних вертольотів.

В теоретичній частині випускної роботи бакалавра (ВРБ) був проведений термогазодинамічний розрахунок, узгодження роботи вузлів, газодинамічний розрахунок турбіни та профілювання робочої лопатки турбіни високого тиску турбовального авіаційного двигуна по заданим параметрам.

В конструкторській чистині (ВРБ) виконано електронне креслення камери згоряння та турбіни турбовального двигуна. За розрахованими геометричними параметрами обраних деталей двигуна (диск та лопатка турбіни високого тиску) проведено перевірочний розрахунок на статичну міцність. Був проведений розрахунок лопатки на згинні коливання і в результаті виконаний розрахунок на динамічну міцність. Також був виконаний розрахунок на статичну міцність кріплення лопатки до диска та внутрішнього і зовнішнього корпусів камери згоряння. Усі розрахунки показали відповідність міцності деталей висуненим вимогам та наявність достатніх запасів міцності.

Технологічна частина виконана за допомогою довідникової літератури, при цьому використовувались методики, прийняті для авіаційної галузі.

В технологічній частині проведений аналіз креслення деталі, визначені показники технологічності. Після розрахунку необхідної кількості операцій та переходів формоутворення поверхонь був розроблений план технологічного процесу виготовлення деталі.

Розрахунок припусків на обробку та операційних розмірів-координат поверхонь обертання проводився нормативним та розрахунково-аналітичним методами; припуски та операційні розміри-координати на плоскі торцеві поверхні розраховувались з використанням нормативного методу.

За результатами розрахунків припусків було спроектовано креслення заготівки. Заготівку отримуємо із сортового прокату.

Для трьох операцій-представників був розроблений комплект технологічної документації маршрутно-операційного технологічного процесу виготовлення деталі ковпачка.

В економічній частині було проведене порівняння спроектованого двигуна з двигуном-прототипом.

Випускна робота бакалавра виконана за допомогою електронно-обчислювальної техніки. При виконанні використовувались розрахункові програми кафедри 201: GTD.EXE, Slgtd.EXE, GDRGT.EXE, OCT.EXE, GFRT.EXE для термогазодинамічного, газодінамічного розрахунку, узгодження та профілювання; програми кафедри 203: Statlop, Disk_Epf, DinLop - використовувались для міцностних розрахунків та розрахунку на коливання. При оформлені графічної частини використовувався графічний пакет КОМПАС-3D, версія 8.0. При оформленні розрахунково-пояснювальної записки використовувались програмні пакети Microsoft Office, Microsoft Excel, та прикладні програми операційної системи Microsoft Windows XP Professional.

Д.М. Шевченко

(підпис, дата) (П.І.Б.)

ВЕДОМОСТЬ ДОКУМЕНТОВ ВЫПУСКНОЙ БАКАЛАВРСКОЙ РАБОТЫ

Наименование

документов

Формат

Количество листов

Обозначение

1

Чертеж узла двигателя

А1+А2

1

2008.ШЕВЧЕН.240.18.01

2

Конструктивно-компоновочная схема двигателя

А1

1

2008. ШЕВЧЕН.240.18.02

3

Рабочий чертеж детали

А4Ч3

1

2008. ШЕВЧЕН.240.18.03

4

Чертеж заготовки

А4

1

2008. ШЕВЧЕН.240.18.04

5

План технологического процесса

-

1

2008. ШЕВЧЕН.240.18.05

6

Комплект документов на технологический процесс изготовления детали

А4

15

2008. ШЕВЧЕН.240.18.06

7

Расчетно-пояснительная записка

А4

94

ХАІ.203.240.08В.100117.042085

СОДЕРЖАНИЕ

Перечень условных об означений

Введение

1. Теоретическая часть:

1.1Термогазодинамический расчет

1.1.1 Выбор и обоснование параметров расчетного режима

1.1.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

1.1.3 Согласование параметров компрессора и турбины

1.2 Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

1.2.1 Исходные данные

1.2.2 Расчет турбины на ЭВМ

1.3 Профилирование лопатки рабочего колеса ТВД

1.3.1 Исходные данные
1.3.2 Профилирование рабочей лопатки ТВД на ЭВМ
2. Конструкторская часть:
2.1 Расчет на прочность лопатки ТВД
2.2 Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки ТВД и построение частотной диаграммы
2.3 Расчёт на прочность диска ТВД
2.4 Расчёт на прочность внешнего корпуса камеры сгорания
2.5 Расчет на прочность замкового соединения
3. Технологическая часть:
3.1 Выбор материала заготовки и определение показателей технологичности детали
3.2 Расчет припусков и операционных размеров диаметров заданных поверхностей вращения расчетно-аналитическим и нормативным методом
3.3 Расчет припусков операционных линейных размеров расчетно-аналитическим и нормативным методами
3.4 Построение размерной схемы процесса обработки торцевых поверхностей детали
3.5 Токарная операция
3.6 Фрезерная операция
3.7 Сверлильная операция
4. Экономическая часть:
4.1 Анализ экономичности двигателя
Выводы
Перечень источников
ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ
- удельный расход топлива, ;
- удельная теплоемкость, ;
- массовый расход, ;
- площадь поперечного сечения, м2;
- высота полета, км;
- низшая теплотворная способность топлива, ;
- удельное теплосодержание, ;
- показатель адиабати;
- удельная работа, ;
- количество воздуха в килограммах, теоретически необходимое для сжигания топлива, ;
- число маха;
- давление, Па;
- газодинамическая функция давления;
- относительный расход топлива;
- газовая постоянная, ;
- температура, К;
- газодинамическая функция температуры;
- параметры заторможенного потока;
- коэффициент избытка воздуха;
- коэффициент полезного действия (КПД);
- коэффициент полноты сгорания в камере сгорания;
- механический КПД;
- степень подогрева воздуха (газа) в камере сгорания;
- приведенная скорость;
- степень повышения (понижения) давления;
- коэффициент восстановления полного давления, напряжение в соответствующем сечении;
- критическая скорость, ;
- скорость движения воздуха или газа, ;
- окружная скорость, ;
- диаметр, м;
- относительный диаметр втулки;
- высота лопатки, м;
- константы в уравнении расхода;
- площадь проходного сечения, м2;
- плотность воздуха, ;
- степень понижения давления в турбине;
- число ступеней компрессора или турбины;
- коэффициент нагрузки ступени турбины;
- средний диаметр и параметры, ему соответствующие;
- расход воздуха через компрессор, ;
- заторможенные температура и давление, К, Па;
k, R - физические константы рабочего тела, в ;
- общая степень повышения полного давления в компрессоре;
- степень повышения полного давления в компрессоре среднего давления;
- окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса первой ступени компрессора среднего давления, ;
- окружная скорость на наружном диаметре рабочего колеса первой ступени компрессора высокого давления, ;
- расходная составляющая скорости потока на выходе из компрессора, ;
- расходная составляющая скорости на входе в ступень, ;
- затраченный напор ступени, ;
- кинематическая степень реактивности ступени;
- угол атаки на рабочие лопатки ступени на среднем радиусе, ;
- расход газа, ;
- 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;
PU - составляющая газодинамической силы в окружном направлении Н/м;
Pа - составляющая газодинамической силы в осевом направлении, Н/м;
а - стрела прогиба профиля лопатки, м;
b - хорда профиля лопатки;
Сmax - максимальная толщина профиля лопатки;
г - угол установки профиля лопатки;
h - высота;
д - толщина;
СА - сопловой аппарат, спрямляющий аппарат;
РК - рабочее колесо;
НА - направляющий аппарат;
ВНА - входной направляющий аппарат;
Сечения двигателя:
н - невозмущенный поток перед двигателем, окружающая среда;
в - воздух;
в_квд - сечение на входе в компрессор высокого давления;
к - компрессор и сечение за ним;
КС - камера сгорания;
г- газ и сечение за камерой сгорания;
т- топливо, турбина и сечение за турбиной;
кр - критические параметры;
ГТД - газотурбинный двигатель;
КВД - компрессор высокого давления;
ТВД- турбина высокого давления.
ВВЕДЕНИЕ
В настоящее время интенсивность развития авиационной техники довольно высока. Это обусловлено потребностями мирового авиарынка и высоким уровнем конкуренции между фирмами-производителями. Существовавшие ранее промышленно-производственные и материальные связи Украины со странами бывшего СССР делают актуальной проблему поддержания отечественного авиастроения на современном уровне. Мировая обстановка складывается таким образом, что авиапромышленность в Украине ориентирована на разработку проектов по созданию новых силовых установок, которые были бы конкурентоспособными на мировом рынке. В наше время авиационные силовые установки имеют довольно широкое применение ввиду их высокой мощности и экономичности, а особенно в военной технике. Но в тоже время, исходя из исчерпаемости природных ресурсов и высокого уровня загрязнения планеты, высокую роль приобретают экономические и экологические показатели двигателей. Рассматриваемая ветвь мирового рынка, а именно транспортная авиация, всегда была показателем передовых разработок и технологий. Применение транспортных вертолетов с высокой удельной мощностью и малым расходом топлива является одной из таких тенденций. Наиболее приемлемой схемой двигателя для таких летательных аппаратов, с учетом требуемых мощностных показателей и необходимой экономичности, может быть схема турбовального двигателя.
К числу основных удельных параметров ТВаД относятся удельная мощность и удельный расход топлива. Эти величины определяют создаваемую двигателем работу. Одним из основных направлений дальнейшего совершенствования двигателей является интенсификация рабочего процесса, то есть увеличение температуры газов перед турбиной (), степени повышения полного давления (), а также совершенствование основных узлов двигателя в направлении снижения потерь в них.
Одним из основных этапов теоретического проектирования газотурбинного двигателя является формирование его облика. На этой стадии начального проектирования создаются необходимые предпосылки для достижения главных целей проектирования: согласования работы компрессоров и турбины, определения габаритных размеров и массы изделия, получения максимальных КПД лопаточных машин, т.е. снижения стоимости производства, жизненного цикла, либо прямых эксплуатационных расходов.
Газодинамический расчет турбины, как правило, выполняется в предположении, что параметры потока на среднем радиусе соответствуют параметрам, осредненным по высоте лопатки. Для того, чтобы проектируемая турбина обеспечивала заданную мощность и обладала высоким КПД, лопаточные венцы ее должны обеспечивать на всех радиусах проточной части расчетные поворот и ускорение потока при возможно меньших потерях энергии. Выполнение этих требований достигается как выбором закона крутки потока по радиусу, так и профилированием лопаточных венцов.
В реальной практике процесс проектирования турбинных лопаток достаточно сложный и трудоемкий, требующий учета зачастую противоречивого влияния газодинамических, конструктивных и технологических факторов. При этом оптимальная конструкция пера лопатки является результатом варьирования многочисленных параметров, что создает предпосылки применения ЭВМ.

Прогресс авиационного двигателестроения в значительной мере определяет развитие современной авиации. Совершенствование авиационных двигателей, в свою очередь, выдвигает новые требования к технологии их изготовления. Рост рабочих температур и давлений требует все более широкого использования высокопрочных и жаропрочных сплавов, тенденция сокращения числа деталей приводит к усложнению их геометрических форм.

Успешная реализация конструкторских решений в значительной степени определяется технологией. Проектируемые технологические процессы должны обеспечивать повышение производительности труда и качества изделий при одновременном снижении затрат на их изготовление. Решение этих задач во многом зависит от рационального построения размерных связей в процессе обработки, обоснованного назначения припусков на обработку и допусков операционных размеров.

Эффективность технологического процесса существенно зависит от рационального выбора припусков. Чрезмерные припуски влекут за собой перерасход материала и требуют введения дополнительных технологических переходов, увеличивая расход режущего инструмента и электроэнергии, трудоемкость обработки и в конечном итоге - себестоимость продукции. Ввиду высокой стоимости авиационных материалов уменьшение припусков обычно окупает затраты на изготовление точных заготовок, однако необоснованно заниженные припуски не обеспечивают удаления дефектной части поверхностного слоя и достижения заданной точности, увеличивая вероятность брака.

Важен также выбор допусков на операционные размеры. При выборе слишком больших значений допусков происходит увеличение припусков на обработку, увеличение габаритов заготовки, увеличение массы заготовки. При выборе слишком малых значений допусков увеличивается вероятность брака, повышается себестоимость продукции за счет использования более точных методов формообразования поверхностей и дорогого оборудования.

1. ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

1.1 Термогазодинамический расчет

1.1.1 Выбор и обоснование параметров расчетного режима

Выбор основных параметров двигателя оказывает сильное влияние на эффективность его работы как силовой установки. Основным требованием к данному двигателю является высокая экономичность (малые значения удельного расхода топлива) и высокая удельная мощность. Выбор параметров проводим с учетом рекомендаций методических пособий [1].

Температура газа перед турбиной

Увеличение температуры газов перед турбиной позволяет значительно увеличить удельную мощность двигателя и, следовательно, уменьшить габаритные размеры и массу двигателя. Повышение температуры газа перед турбиной улучшает также экономичность двигателя. Для обеспечения надежности работы турбины при высоких значениях температуры газа Г * > 1450 К) необходимо применять охлаждаемые лопатки. Потребное количество охлаждающего воздуха зависит от температуры газа и способа охлаждения турбины, что приводит к снижению удельной мощности и росту удельного расхода топлива. С учетом использования конструкционных материалов прототипа, принимаем Т*Г = 1485 К.

Cтепень повышения давления в компрессоре

Стремление получить двигатель с высокими удельными параметрами требует повышения значения степени повышения давления К*) в компрессоре. При Т*Г = 1485 К, оптимальное значение К*) компрессора, соответствующее максимальной удельной мощности, составляет приближено 11,5 (рис.1.1). При этом экономическое значение соответствующие минимуму удельного расхода топлива, составляет 30 (рис.1.1). Для расчета принимаем К*) = 19 , то есть: рКопт* < р pасч* < рКэк*. При этом незначительно уменьшиться Nе уд., а Се заметно снизиться. Дальнейшее увеличение рК* нецелесообразно, т.к снижение Се незначительно, а большое значение степени повышения давления ограничивается усложнением конструкции и, следовательно, увеличением массы и габаритов двигателя. Выбор высоких значений рк* при проектировании приводит к получению малых высот лопаток последних ступеней компрессора и первых ступеней турбины. Это в свою очередь приводит к росту потерь энергии из-за увеличения относительных радиальных зазоров и понижения относительной точности изготовления лопаток.

Рисунок 1.1 - Зависимость удельной мощности и удельного расхода топлива от параметров рабочего процесса

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 компрессора.

На расчетном режиме среднее значение КПД ступеней в многоступенчатых осевых компрессорах современных газотурбинных двигателей лежит в пределах = 0.88…0.9. Принимаем = 0.885.

Получаем: .

Для определения КПД охлаждаемой турбины в зависимости от выбранного значения ТГ*, в термогазодинамическом расчете можно использовать соотношение:

т.к. ТГ* > 1250 К,

Выбрав = 0,915 ,получаем:

Потери в элементах проточной части

Входное устройство рассматриваемого двигателя является дозвуковым прямолинейным каналом. Коэффициент восстановления полного давления для такого устройства составляет = 0,93…0,97. Принимаем = 0,94.

Потери полного давления в камере сгорания вызываются гидравлическим и тепловым сопротивлением. Гидравлическое сопротивление определяется в основном потерями в диффузоре, фронтовом устройстве, при смешении струй, при повороте потока (= 0.93…0.97). Принимаем = 0,95.

Тепловое сопротивление возникает вследствие подвода тепла к движущемуся газу. Для основных камер сгорания обычно 0,97…0,98. Принимаем = 0.975.

Суммарные потери полного давления в камере сгорания подсчитываются по формуле: =.= 0,95.0,975 = 0,926.

Потери тепла в камере сгорания главным образом связаны с неполным сгоранием топлива и оценивается коэффициентом полноты сгорания . Этот коэффициент на расчетном режиме достигает значений = 0,97…0,99. Принимаем = 0,98.

Коэффициент восстановления полного давления выберем = 0,99. Выходное устройство стационарных ГТД, как правило, выполняется диффузорным. Коэффициент восстановления полного давления: ур.н = 0.98.

С помощью механического КПД учитывают потери мощности в опорах ротора двигателя и отбор мощности на привод вспомогательных агрегатов, обслуживающих двигатель и летательные аппараты. Эти величины, как правило, не превышают 1…2% общей мощности, передаваемой ротором, поэтому обычно = 0,98…0,99. Принимаем = 0.99.

Скорость истечения газа из выходного устройства

Скорость истечения газа из стационарного вертолетного ГТД характеризует потерянную кинетическую энергию на выходе из двигателя, поэтому ее целесообразно было бы уменьшать. С другой стороны при очень малых значениях С чрезмерно растут габариты двигателя из-за большой площади среза выпускного канала. Учитывая эти противоречивые требования, скорость истечения газа из ГТД выбирают в интервале СС = 80…150 м/с. Принимаем СС = 130 м/с.

1.1.2 Термогазодинамический расчет на ЭВМ

Результаты расчета сведены в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 - Результаты термогазодинамического расчета

В результате термогазодинамического расчета получили удельную мощность Ne = 11.88 МВт и удельный расход топлива Суд = 0,246. Значения этих параметров удовлетворяют современным требованиям.

1.1.3 Согласование параметров компрессора и турбины

Увязка параметров турбокомпрессорной части ГТД является одним из самых важных этапов проектирования двигателя. Качественное выполнение этого этапа позволяет обеспечить оптимальные геометрические и газодинамические соотношения в определяющих облик двигателя расчётных сечениях, обеспечить нормальную загрузку ступеней турбины и допустимые напряжения в её рабочих лопатках.

Основой расчета является выбор основных геометрических соотношений по прототипу. Предполагается также осевое течение во всех расчетных сечениях двигателя. Расчет производится с помощью программы Slgt2.exe. Ввод данных производится в диалоговом режиме. Результат представлен в таблице 1.2.

Таблица 1.2 - Результат расчета согласования параметров компрессора и турбины

Рисунок 1.2 - Схема проточной части двигателя

Реализована схема ГТД с двухвальным газогенератором и свободной турбиной, конструктивно сложная, но обеспечивающая (по сравнению с одновальной схемой) лучшие параметры на нерасчетных режимах, меньшие потребные мощности запуска, лучшее согласование с нагрузкой.

Получены: шестиступенчатый средненагруженный () КНД, средненагруженный семиступеньчатый КВД (), средненагруженная одноступенчатая ТВД () средненагруженная одноступенчатая ТНД (), средненагруженная двухступенчатая свободная турбина ().

1.2 Газодинамический расчет турбины на ЭВМ

Широкое применение осевых газовых турбин в авиационных газотурбинных двигателях обусловлено, прежде всего, их высокой энергоёмкостью и экономичностью. Именно эти преимущества газовых турбин наряду со сравнительной простотой и надежностью и определили доминирующее положение газотурбинных двигателей в авиации.

Современное состояние теории и практики проектирования осевых газовых турбин обеспечивает возможность надежного определения параметров турбины на расчетном режиме с достоверным учётом всех видов потерь механической энергии в её проточной части. При этом газодинамический расчет турбины усложняется, что приводит к значительному увеличению объёма вычислений. Поэтому мы выполним газодинамический расчет газовой турбины на ЭВМ.

Обычно газодинамический расчет многоступенчатых турбин выполняют при заданной форме проточной части. Поскольку основные исходные данные для расчёта турбины получают в результате термогазодинамического расчёта двигателя, компрессора и согласования параметров его лопаточных машин, то к началу расчета проточная часть двигателя, а, следовательно, и его турбины уже известны.

1.2.1 Исходные данные

Зная количество воздуха отбираемого на нужды вертолета, и расход топлива через форсунки можем определить расход GГ:

.

Зная расход воздуха и работу каскадов компрессора, можем посчитать мощность:

;

.

Полную температуру и давление газа перед турбиной берем из расчета согласования:

; .

Температура охлаждающего воздуха:

, где:

- нагрев воздуха от теплового излучения в КС;

- охлаждение потока, связанное с плавностью поворота его в тело диска;

- нагрев потока от центробежной силы.

Величина радиального зазора отсутствует, т.к. есть бандажные полки:

Отношение скорости охлаждающего воздуха на выходе из отверстий к средней скорости газа в этом сечении: .

Отношение средней скорости газа в сечении выпуска охлаждаемого воздуха к скорости газа за решеткой:

Относительная высота щели выпуска охлаждающего воздуха: = 0.7.

Относительная толщина выходной кромки неохлаждаемой лопатки:

Относительная толщина выходной кромки охлаждаемой лопатки:

Частота врашения роторов турбин найдем из расчета согласования:

n1 = 12222.2 об/мин;

n2 = 9966.2 об/мин;

n3 = 8474.4 об/мин;

n4 = 8474.4 об/мин.Задаемся термодинамической степенью реактивности на среднем радиусе:Rc1 = 0.36;

Rc2 = 0.38;

Rc3 = 0.425;

Rc4 = 0.45.Степень реактивности плавно увеличивается начиная с 0.36.

Назначаем значения среднего диаметра на входе и на выходе из рабочего колеса:D1c1 = 0.63 м;

D2c1 = 0.65 м;

D1c2 = 0.685 м;

D2c2 = 0.71 м;

D1c3 = 0.77 м;

D2c3 = 0.77 м;

D1c4 = 0.763 м;

D2c4 = 0.763 м.При расчете диаметры меняются для достижения необходимых параметров и для изменения скоростей.

Примем высоты рабочих лопаток турбины такими:h11 = 0.047 м;

h21 = 0.057 м;

h12 = 0.7 м;

h22 = 0.81 м;

h13 = 0.102 м;

h23 = 0.122 м;

h14 = 0.145 м;

h24 = 0.165 м.Высоты лопаток можно менять для достижения необходимых скоростей. Разница входной и выходной высот лопаток не должна превышать 0.02 м.

Относительная максимальная толщина профилей лопаток СА и РК:

Cmc1 = 0.18;

Cmp1 = 0.22;

Cmc2 = 0.16;

Cmp2 = 0.16;

Cmc3 = 0.13;

Cmp3 = 0.15;

Cmc4 = 0.12;

Cmp4 = 0.12.

Относительный расход воздуха на пленочное и конвективное охлаждение лопаток СА:

dG0O1 = 0.01;

dG011 = 0.017;

dG0O2 = 0;

dG012 = 0.01;

dG0O3 = 0;

dG013 = 0;

dG0O4 = 0;

dG014 = 0.

1.2.2 Расчет турбины на ЭВМ

Исходные данные для расчета многоступенчатой осевой турбины на ЭВМ сведем в таблицу 1.3.

Таблица 1.3 - Исходные данные

Результаты расчета, полученные на ЭВМ занесем в таблицу 1.4.

Таблица 1.4 - Результат расчета турбин на ЭВМ

Рисунок 1.3 - Схема проточной части турбины

Рисунок 1.4 - Распределение коэффициента нагрузки по ступеням

Рисунок 1.5 - Треугольники скоростей по ступеням

В результате расчета уточнили параметры турбины, а также получили геометрию проточной части. Распределение по ступеням соответствует рекомендациям.

1.3 Профилирование лопатки рабочего колеса ТВД

Газодинамический расчет турбины, как правило, выполняется в предположении, что параметры потока на среднем радиусе соответствуют параметрам, осредненным по высоте лопатки. Для того, чтобы проектируемая турбина обеспечивала заданную мощность и обладала высоким КПД, лопаточные венцы ее должны обеспечивать на всех радиусах проточной части расчетные поворот и ускорение потока при возможно меньших потерях энергии. Выполнение этих требований достигается как выбора закона крутки, так и конструированием профильной части (профилированием).

В реальной практике процесс проектирования турбинных лопаток достаточно сложный и трудоемкий, требующий учета зачастую противоречивого влияния газодинамических, прочностных, конструктивных и технологических факторов. При этом оптимальная конструкция пера лопатки является результатом варьирования многочисленных параметров, что создает предпосылки применения ЭВМ.

1.3.1 Исходные данные

Исходными данными для расчета параметров газа по высоте лопатки и определения геометрических параметров решеток профилей являются величины, полученные в результате газодинамического расчета турбины на среднем радиусе при заданной форме проточной части. Эти данные сведены в таблицу 1.5.

Таблица 1.5 - Исходные данные для профилирования лопатки турбины

массовый расход газа на входе в РКG1 = 36 кг/с

массовый расход газа на выходе из РКG2 = 36.4 кг/с

обороты ротора турбиныn = 12220 об/мин

средний диаметр лопаток СА на выходеD1ср = 0.63

средний диаметр лопаток РК на выходеD2ср = 0.65 м

высота лопатки СА на входеh1 = 0.047 м

высота лопатки РК на входыh2 = 0.057 м

коэффициент скорости решетки СА = 0.924

коэффициент скорости решетки РК = 0.94

угол потока в абсолютном движении на выходе из СА1 = 14.4 град

угол потока в относительном движении на входе в РК1 = 38.8 град

угол потока в относительном движении на выходе из РК2 = 17.7 град

окружная скорость на среднем диаметре на входе в РКU1 = 403 м/с

окружная скорость на среднем диаметре на выходе из РКU2 = 416 м/с

окружная составляющая абсолютной скорости потока перед РК С1u = 593 м/с

окружная составляющая абсолютной скорости потока за РК С2u = -88 м/с

расходная составляющая абсолютной скорости потока перед РК С1а = 152 м/с

расходная составляющая абсолютной скорости потока за РК С2а = 161 м/с

абсолютная скорость потока перед РК С1 = 612 м/с

показатель адиабаты к = 1.309

газовая постоянная R = 290 Дж/(кг.К)

температура газа за РК по заторможенным параметрам T2* = 1240 K

Выбор закона закрутки потока по радиусу

Для расчета треугольников скоростей в межвенцовом зазоре у корня и периферии лопаток необходимо выбрать закон изменения параметров (закрутки) по радиусу. Этот закон выбирается в предположении, что поток в межвенцовых зазорах осесимметричен и линии тока располагаются цилиндрическим поверхностям.

Принимаем закон крутки: и .

Применение этого закона значительно упрощает изготовление лопаток СА и РК, позволяет создать хорошую конструктивную базу для монтажа их в статоре и роторе. Этот закон позволяет получить наименьшее значение угла поворота потока по сравнению с остальными законами при прочих равных условиях.

1.3.2 Профилирование рабочей лопатки ТВД на ЭВМ

Профилирование лопаток РК турбины производим с помощью программы OCТ.EXE и GFRТ.EXE.

Результаты расчета приведены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 - Результаты расчета профилирования турбины на ЭВМ

Число pабочих лопаток - 90. шт.

В результате профилирования получили профили лопатки рабочего колеса ТВД в трех сечениях, а также треугольники скоростей в этих сечениях.

Рисунок 1.6 - Лопатка турбины во втулочном сечении

Рисунок 1.7 - Лопатка турбины в среднем сечении

Рисунок 1.8 - Лопатка турбины в периферийном сечении

Рисунок 1.9 - Профили рабочей лопатки ТВД

Рисунок 1.10 - Треугольники скоростей в трех сечениях

Полученные профили лопаток имеют довольно большую относительную толщину. Это связано с тем, что лопатка охлаждаемая, так как работает при высоких температурах (Т*г = 1485К). Наличие в лопатке охлаждающих каналов вызвало увеличение относительной толщины профиля по сравнению с неохлаждаемыми лопатками. Форма межлопаточного канала решетки профилей в периферийном и среднем сечении - конфузорная, что свидетельствует о правильности выполнения.

2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Расчет на прочность лопатки ТВД

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

Нагрузки, действующие на лопатки

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

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

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

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

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

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

Допущения, принимаемые при расчете

При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения:

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

· напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;

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

· лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегаем;

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

· температура лопатки изменяется только по длине пера.

Цель расчета

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

В качестве расчетного режима выбираем режим максимальной частоты вращения ротора и максимального расхода воздуха через двигатель. Этим условиям соответствует рабочий режим работы двигателя, то есть с частотой вращения 12220 об/мин.

Исходные данные

1. Материал лопатки: ЖС-6К.

2. Длина лопатки = 0.052 м.

3. Радиус корневого сечения = 0.294 м.

4. Радиус периферийного сечения Rп = 0.346 м.

5. Объем бандажной полки м3.

6. Хорда профиля сечения пера = 0.0305 м.

7. Максимальная толщина профиля в сечениях:

· в корневом сечении м;

· в среднем сечении м;

· в периферийном сечении м.

8. Максимальная стрела прогиба профиля Cmax средних линий профиля в сечениях:

· в корневом сечении м;

· в среднем сечении м;

· в периферийном сечении м.

9. Угол установки профиля в сечениях:

· в корневом сечении = 1.0664 (рад);

· в среднем сечении = 0.8936 (рад);

· в периферийном сечении = 0.8116 (рад).

10. Интенсивность газовых сил на среднем радиусе в окружном направлении:

Н/м, где:

м/с;

м/с;

кг/м3;

кг/м3.

11. Интенсивность газовых сил в осевом направлении

;

Н/м;

Н/м.

12. Частота вращения рабочего колеса n = 12220 об/мин.

13. Плотность материала лопатки = 8250 кг/м3.

14. Для охлаждаемой лопатки турбины можно считать, что на двух третях длины лопатки (от периферийного сечения) температура - постоянна, а на одной трети (у корня) изменяется по закону кубической параболы:

где Х - расстояние от корневого сечения до расчетного;

tЛ - температура лопатки в расчетном сечении;

tЛС - температура лопатки на среднем радиусе (из термогазодинамического расчета);

tЛК - температура лопатки в корневом сечении.

15. Предел длительной прочности выбираем в зависимости от температуры лопатки:

МПа;

МПа;

МПа;

МПа.

Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки турбины должен быть не менее 1.3.

Расчёт на ЭВМ

Вычисления делаем по программе Statlop.exe. Результаты приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Результаты расчета лопатки на прочность

Рисунок 2.1 - График распределения суммарных напряжений лопатки по сечениям

Рисунок 2.2 - График распределения коэффициента запаса прочности лопатки по сечениям

Произведен расчет на статическую прочность пера рабочей лопатки ТВД. В качестве материала была использована жаропрочная сталь ЖС-6К. Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности: .

2.2 Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки ТВД и построение частотной диаграммы

При работе авиационного газотурбинного двигателя на рабочие лопатки турбины 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 и исходные данные

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.

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

Определение собственных частот колебаний рабочей лопатки ТВД

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.

Для турбинных лопаток наиболее сильными возбудителями вынужденных колебаний являются камеры сгорания и лопатки соплового аппарата.

Следует отметить, что для турбинных лопаток необходимо учитывать снижение модуля упругости с повышением температуры, что приводит к уменьшению частоты колебаний.

Динамическую частоту собственных изгибных колебаний вращающейся лопатки определяем по формуле:

,

где - собственная частота колебаний лопатки;

- секундная 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 .

Определение динамических частот колебаний рабочей лопатки ТВД

Для определения динамических частот была использована программа dinlop.exe. Исходные данные:

м - радиус корневого сечения лопатки;

м - высота лопатки;

об/с - секундная частота вращения ротора;

- объем бандажной полки.

Результаты расчета сведены в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 - Результат расчета динамических частот колебаний лопатки ТВД

По результатам расчета построена частотная диаграмма (рис. 2.3). Из начала координат проведены лучи, представляющие собой частоты возбуждающих сил, кратные частоте вращения ротора:

, где

k - число кратности, определяющее порядок гармоник возбуждающей силы:

k 1 = 101, характеризует количество сопловых аппаратов ТВД;

k2 = 28, характеризует количество форсунок в камере сгорания.

Результаты расчета сведены в таблицу 2.3.

Таблица 2.3 - Результат расчета частоты вынужденных колебаний

№ сечения

об/с

Fсобс

f(СА)

f(Форсунок)

1

0

3434

0

0

2

20,4

3434,5

2060,4

571,2

3

40,7

3436

4110,7

1139,6

4

61,1

3439

6171,1

1710,8

5

81,5

3277

8231,5

2282

6

101,8

3126

10281,8

2850,4

7

122,2

3134

12342,2

3421,6

8

142,6

3105

14402,6

3992,8

9

163

3087

16463

4564

10

183,3

3021

18513,3

5132,4

11

203,7

2845

20573,7

5703,6

Пересечение линий собственных и вынужденных частот колебаний определяет резонансные частоты (см. рис. 2.3). Все эти частоты лежат вне области рабочей зоны.

Для ТВаД: об/с.

Рисунок 2.3 - Частотная диаграмма

Вследствие расчетов выяснили, что резонансные частоты вращения находятся вне зоны рабочих режимов. Таким образом, можно сделать вывод, что частотные характеристики лопаток полностью удовлетворяют предъявляемым к ним требованиям.

2.3 Расчёт на прочность диска ТВД

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 растяжение, 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:

· 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. Расчетная схема показана на рис. 2.4.

Рисунок 2.4 - Расчётная схема диска.

Исходные данные

1. Частота вращения диска = 12220 об/мин.

2. Геометрические размеры диска в расчетных сечениях указаны на рис. 1.

3. Материал диска - жаропрочная сталь ЭИ-437Б.

4. Плотность материала = 8250 кг/м.

5. Напряжения в корневом сечении лопаток от растяжения центробежными силами МПа.

6. Площадь корневого сечения лопатки м2.

7. Число лопаток на рабочем колесе z = 90.

8. Площадь радиального сечения разрезной части обода м2.

9. Радиус центра тяжести площади радиального сечения = 0.272 м.

10. Предел длительной прочности (МПа).

11. Нормы прочности диска: K = 1.3…1.5.

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

Для расчета диска на прочность используем два дифференциальных уравнения:

, где:

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

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

;.

Напряжение 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 - наружный радиус неразрезного обода диска;

- ширина обода диска на радиусе .

Согласно нормам прочности запас прочности должен быть не менее 1.3.

Диску турбины передается тепло от рабочих лопаток. Поэтому он имеет наибольшую температуру на периферии и наименьшую в центре.

Изменение температуры по радиусу зависит от интенсивности охлаждения, коэффициента теплопроводности материала, конструктивных особенностей диска.

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


Подобные документы

  • 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

  • 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

  • Термогазодинамический расчет двигателя. Согласование работы компрессора и турбины. Газодинамический расчет осевой турбины на ЭВМ. Профилирование рабочих лопаток турбины высокого давления. Описание конструкции двигателя, расчет на прочность диска турбины.

    дипломная работа [3,5 M], добавлен 22.01.2012

  • 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

  • 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

  • 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

  • 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

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.