Авиационный винтовентиляторный двигатель

Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського

"Харківський авіаційний інститут"

Кафедра 203

УДК 629.735

Інв. №

Авіаційний ГВИНТОВЕНТИЛЯТОРНЫЙ двигун

Пояснювальна записка до курсового проекту

з дисципліни "Конструкція та проектування АД та ЕУ"

ХАІ.203.242.11В.100117.09002222 ПЗ

прочность перо лопатка компрессор двигатель

2011



МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського

"Харківський авіаційний інститут"

Кафедра 203

ЗАВДАННЯ

до курсового проекту

студенту ____

(прізвище, ім'я, по батькові)

1 Тема курсового проекту Спроектувати вузол компресора високого тиску ТВВД для військово-транспортного літака з потужністю N_е=10390кВт.

Вихідні дані: _к

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

Розрахунок на міцність робочої лопатки, диску, замка лопатки і камери згоряння.

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

Креслення загального виду компресора високого тиску, робоче креслення зубчатого вінця.

4 Дата видачі завдання:

5 Дата подання закінченого проекту:

Керівник

(підпис)

Завдання прийняв до виконання

(дата, підпис студента)



РЕФЕРАТ

Курсовой проект: пояснительная записка 36с., 11 рисунков, 4 таблицы, 6 источников, 1 приложение.

Разработан компрессор высокого давления, произведены прочностные расчеты основных деталей компрессора высокого давления.

Определены запасы прочности пера рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления, с помощью кафедральной программы Statlop.exe.

Построена частотная диаграмма первой формы изгибных колебаний лопатки рабочего колеса компрессора высокого давления, с помощью кафедральной программы Dinlop.exe и определены опасные частоты вращения.

Определены запасы прочности диска первой ступени компрессора высокого давления, с помощью кафедральной программы Disk_112.exe.

Произведен расчет замка рабочей лопатки, определены опасные сечения и запасы прочности.

ЛОПАТКА, КОМПРЕССОР ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ, ЗАМОК ТИПА "ЛАСТОЧКИН ХВОСТ", ХВОСТОВИК, ПЕРО, ЦЕНТРОБЕЖНАЯ СИЛА, НАПРЯЖЕНИЯ, ЗАПАС ПРОЧНОСТИ, ДИСК.



СОДЕРЖАНИЕ

Перечень условных обозначений

Введение

1. Описание конструкции двигателя

2. Расчет на прочность рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления

2.1 Нагрузки, действующие на лопатки

2.2 Допущения, принимаемые при расчете

2.3 Основные расчетные уравнения на растяжение и изгиб рабочих лопаток и определение запасов прочности

2.4 Цель расчета

2.5 Исходные данные

2.6 Машинный счёт

3. Расчет на прочность диска рабочего колеса КВД

4. Расчет замка крепления рабочей лопатки компрессора

5. Расчет динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки рабочего колеса компрессора высокого давления

6. Расчет деталей камеры сгорания на прочность

Заключение

Перечень ссылок



ПЕРЕЧЕНЬ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ

ВВ - винтовентилятор;

КНД - компрессор низкого давления;

КВД - компрессор высокого давления;

КПД - коэффициет полезного действия;

ТВВД - турбовинтовентиляторный двигатель;

ВНА - входной направляющий аппарат;

КПВ - клапан перепуска воздуха;

КС - камера сгорания;

СА - сопловой аппарат;

ТВД - турбина высокого давления;

ТНД - турбина низкого давления;

НА - направляющий аппарат;

РК - рабочее колесо;

РВД - ротор высокого давления;

РНД - ротор низкого давления.



ВВЕДЕНИЕ

Среди прочих изделий, выпускаемых предприятиями машиностроения, авиационные газотурбинные двигатели практически не имеют себе равных по наукоемкости конструирования, сложности технологических процессов производства, требовательности к качеству в эксплуатации и обслуживании. Специфика их применения на летательных аппаратах диктует повышенные требования к надежности и экономичности конструкций.

Несмотря на многочисленные трудности экономического характера, Украина по-прежнему входит в число государств - мировых производителей авиационной техники (в том числе - и авиационных ГТД), что, в свою очередь, свидетельствует о мощном научно-техническом потенциале нашего государства.

Надежность силовых установок летательных аппаратов зависит, в первую очередь, от надежности отдельных деталей, узлов и агрегатов авиационного ГТД и его функциональных систем.

Данная работа посвящена изучению методики расчета наиболее нагруженных деталей ступеней роторов компрессора - лопаток и дисков рабочих колес. Компрессор - это лопаточная машина, предназначенная для сжатия рабочего тела (атмосферного воздуха) перед подачей его в камеру сгорания. Характеристики именно этого узла во многом определяют технические и эксплуатационные характеристики ГТД в целом.

Работа состоит из шести разделов. В первой части работы рассмотрен расчет на прочность пера лопатки рабочего колеса первой ступени компрессора высокого давления. По результатам расчетов построены графические зависимости, отражающие распределение суммарной нагрузки и прочностных запасов по сечениям пера лопатки. При этом нагрузка и запасы прочности оптимально распределены по сечениям в соответствии с методическими указаниями [1,2].

Второй раздел посвящен расчету на прочность диска рабочего колеса первой ступени КВД. По результатам расчетов построены графические зависимости, отражающие распределение окружной и радиальной нагрузки, а также прочностных запасов по сечениям исследуемого диска. При этом нагрузка и запасы прочности оптимально распределены по сечениям в соответствии с методическими указаниями [1,3].

В третьем разделе выполнен прочностной расчет лопаточного замка - замковой части лопатки и диска рабочего колеса. Рассчитаны основные напряжения, действующие на лопаточный замок в процессе работы ГТД, а затем полученные данные будут сопоставлены с допустимыми нагрузками для материалов, из которых изготовляются детали этого узла [4].

В четвертом разделе данной работы выполнен расчет динамики первой формы колебаний пера рабочей лопатки (наиболее опасной с точки зрения амплитуды), для которой ранее был выполнен прочностной расчет. По данным расчета с учетом влияния частот колебаний гармоник возбуждающих сил построена частотная диаграмма, по которой определены резонансные режимы работы данного узла ГТД [5].

Пятый раздел посвящен расчету прочности и устойчивости внутреннего и наружного корпусов камеры сгорания. Определены нагрузки, действующие на эти детали и запасы устойчивости конструкции [1].

В шестой части работы представлены основные сведения о двигателе-прототипе и краткое описание конструкции узла компрессора низкого давления проектируемого двигателя.

Заключение содержит наиболее важные выводы, полученные в ходе выполнения расчетов и проведенной работы.



1. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ДВИГАТЕЛЯ

Проектируемый двигатель является трехвальным, винтовентиляторным, состоит из двухрядного винтовентилятора, дозвукового входного устройства, двухкаскадного газогенератора (каскада низкого давления и каскада высокого давления), турбины винтовентилятора и выходного устройства.

Винтовентилятор двухрядный, соосный противоположного вращения. Передний винтовентилятор имеет 8 лопастей, поглощающих максимум мощности и создающих максимальную тягу. Задний винтовентилятор имеет 6 лопастей. Лопасти винтовентилятора выполнены из прогрессивных композиционных материалов, имеют малую относительную толщину профиля и резко выраженную саблевидную кривизну направляющей кромки, которая имеет электрическую противообледенительную полоску и неистираемое покрытие. Винтовентилятор обеспечивает высокий КПД на высокоскоростном крейсерском режиме, и улучшенные акустические характеристики.

Воздухозаборник кольцевой, его ось совпадает с осью двигателя и редуктора. Во входном устройстве находится 8 стоек через которые проходят приводы к агрегатам и трубопроводы различных систем двигателя. К лобовому картеру крепится редуктор, который утоплен в нем почти наполовину, а так же коробка приводов с некоторыми агрегатами.

Редуктор двигателя однорядный планетарный дифференциального типа, расположен в передней части двигателя. Редуктор уменьшает обороты ТВ в 8,394 раза и передает на передний ВВ 56% мощности, а на задний ВВ 44%. Основными узлами редуктора являются корпус сателлитов, сателлиты в количестве 5 штук, венец, ведущее колесо, валы ВВ, диафрагма, гидравлический измеритель тяги и корпус редуктора.

Компрессор двигателя - осецентробежный, двухкаскадный, восьмиступенчастый, состоит из околозвукового компрессора низкого давления (КНД) и дозвукового компрессора высокого давления (КВД).

КНД расположен в передней части двигателя и предназначен для сжатия воздуха, поступившего из входного устройства в двигатель.

Дальнейшее сжатие воздуха и подача его в камеру сгорания происходят в компрессоре высокого давления (КВД) который расположен за промежуточным корпусом.

Роторы КНД и КВД приводятся во вращение своими турбинами и связаны между собой только газодинамической связью. Для настройки режима работы каскада низкого давления двигателя имеется входной направляющий аппарат (ВНА КНД) с поворотными лопатками, поворотными так же являются направляющие аппараты (НА) первых двух ступеней КНД .

Для согласования работы каскадов двигателя лопатки ВНА КВД также выполнены поворотными, и НА осевой части КВД тоже сделаны поворотными, что благоприятно сказывается на направлении потока при входе в центробежную ступень КВД.

Для обеспечения газодинамической устойчивости двигателя на запуске и малой частоте вращения роторов КНД и КВД предусмотрены клапаны перепуска воздуха (КПВ).

Корпус промежуточный, установленный между КНД и КВД предназначен для установки некоторых агрегатов двигателя и приводов к ним, образует воздушный тракт двигателя на своём участке.

Корпус промежуточный имеет форму усечённого конуса с восемью силовыми стойками-рёбрами которые полые внутри.

К корпусу промежуточному крепятся :

спрямляющий аппарат 5 ступени КНД;

корпус КНД;

корпус КВД;

входной направляющий аппарат КВД;

корпус передней опоры ротора ВД;

корпус промежуточной опоры ротора НД;

Стойки - рёбра выполнены полыми и сообщаются с внутренней полостью промежуточного корпуса. Через стойку - рёбро проходит рессора, передающая вращение к приводам, установленном в нижнем коробочном приливе.

Компрессор высокого давления (КВД) ? осецентобежный, трехступенчастый, состоит из входного направляющего аппарата (ВНА), ротора, статора, клапанов перепуска воздуха с кожухами, лопаточного и щелевого диффузора и подшипникового узла передней опоры ротора ВД.

Конструкция ВНА позволяет производить регулировку углов установки лопаток на собранном работающем двигателе в условиях полета.

Ротор осевой части КВД двухступенчастый барабанно-дисковой конструкции.

Диски первой и второй осевой ступени представляют собой одну деталь, которая соединена с передним валом КВД с помощью болтов, роторная часть центробежной ступени состоит из вращающегося НА и центробежного колеса, которые соединены между собой и передним валом КВД с помощью шпилек. Передний вал хвостовиком опирается на шарикоподшипник передней опоры ротора КВД. На переднем валу установлены детали передней опоры ротора и ведущая шестерня для привода агрегатов двигателя. Задний вал крепится передним фланцем к центробежному колесу.

Каждое рабочее колесо ротора состоит из диска и рабочих лопаток, установленных в ободе диска с помощью замков типа "ласточкин хвост" в кольцевом пазу.

Передняя опора ротора КВД - шариковый, радиально-упорный подшипник с разрезной внутренней обоймой. Наружная обойма подшипника установлена в маслянный демпфер для демпфирования колебаний ротора. Смазка шарикоподшипника осуществляется тремя форсунками которые подают масло между валами и оттуда оно через отверстие в нижней обойме подшипника спомощью центробежных сил подается к телам кочения. Проникновению масла в полость ротора препятствуют два контактных радиально-торцовых уплотнения и одно лабиринтное.

Камера сгорания ? кольцевого типа, предназначена для подогрева воздуха после сжатия его в компрессоре за счёт сгорания в ней топлива и для получения заданной температуры газов на входе в турбину.

КС расположена между КВД и сопловым аппаратом турбины высокого давления(ТВД) , состоит из корпуса, диффузора со спрямляющим аппаратом (СА) ступени КВД и жаровой трубы.

КС соединена передним фланцем корпуса с корпусом КВД болтовым соединением.

К сопловому аппарату ТВД и статору турбины низкого давления КС закреплена задним фланцем корпуса с помощью болтового соединения, в котором часть болтов выполнена призонными.

Подогрев воздуха в КС осуществляется за счёт тепла, выделяющегося при сгорании в её жаровой трубе тонкораспыленного топлива, непрерывно впрыскиваемого 24 рабочими форсунками, установленными в завихрители и закреплёнными на корпусе.

Воспламенение топлива в КС при запуске осуществляется двумя пусковыми воспламенителями, установленными в её корпусе.

Корпус КС состоит из кожуха, переднего и заднего фланцев.

На корпусе КС имеются: 24 фланца для крепления рабочих топливных форсунок; два фланца для крепления пусковых воспламенителей; два фланца с окнами для осмотра жаровой трубы; фланец отбора воздуха из-за КВД на нужды ГТУ; бобышка отбора воздуха для сигнализатора помпажа; бобышка отбора воздуха для топливного регулятора и датчика Р_к?; три бобышки отбора воздуха для двух автоматов управления клапанами перепуска воздуха из компрессора и четыре бобышки для их крепления; две резервные бобышки; две бобышки для крепления дренажного бачка; две бобышки для крепления датчика перегрева; две бобышки для крепления электропроводки от колодки термопар; фланец для крепления клапана перепуска воздуха из-за КВД.

Жаровая труба ? кольцевого типа, подвешена в кольцевом канале корпуса КС на 24 полых втулках, окружающих рабочие топливные форсунки и фиксирующихся по отверстиям в обтекателе. Своим наружным кожухами жаровая труба опирается на СА ТВД.

Наружный и внутренний кожухи жаровой трубы выполнены из отдельных, соединённых между собой, колец и снабжены соплами. Спереди кожухи соединены между собой лобовым кольцом и обтекателем. В лобовом кольце установлены 24 завихрителя с центральными отверстиями для установки рабочих топливных форсунок.

Турбина двигателя ? осевая, реактивная, пятиступенчатая, преобразует энергию газового потока в механическую энергию вращения компрессоров двигателя, приводов агрегатов и нагнетателя. Турбина расположена непосредственно за камерой сгорания. К турбине присоединяется сужающееся сопло, которое служит для того чтобы создать реактивную тягу, но эта тяга по сравнению с тягой создаваемой винтом мала, так же с помощью сопла осуществляется отвод газов от крыла ЛА. В нашей силовой установке турбина состоит из одноступенчатой турбины высокого давления(ТВД), одноступенчатой турбины низкого давления (ТНД), каждая из которых включает статор и ротор, и четырехступенчатой турбины винтовентилятора. Ротор ТВД и ротор КВД образуют ротор высокого давления(ВД). Ротор ТНД и ротор КНД образуют ротор низкого давления (НД). Ротор турбины винтовентилятора соединён с валами винтовентилятора через редуктор.

Опорами роторов ТВД, ТНД и турбины ВВ, являющимися задними опорами роторов ВД, НД и ВВ, служат роликоподшипники, причем роликоподшипник ротора ВД являеться межвальным.

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

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

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

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

ТВД расположена за КС, её статор крепится к корпусу и конической балке корпуса КС, опора ротора смонтирована между валами ТВД и ТНД и является межвальной, а ротор крепится к заднему валу КВД.

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

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

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

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

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

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



2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ ПЕРВОЙ СТУПЕНИ КОМПРЕССОРА ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

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

2.1 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.



2.2 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.

2.3 Основные расчетные уравнения на растяжение и изгиб рабочих лопаток и определение запасов прочности

П - периферийное сечение;

С - среднее сечение;

К - корневое сечение.

Рисунок 2.1 - Расчетная схема



Напряжение растяжения в расчетном сечении пера лопатки определяется по формуле:

(2.1)

Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются по формуле:

(2.2)

В целях упрощения расчета значения изгибающих моментов и моментов сопротивления берут без учета знаков (по модулю).

Так в точке А , (2.3)

в точке В , (2.4)

в точке С . (2.5)

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

. (2.6)

Для компрессорных (холодных) лопаток запас статической прочности в каждой точке расчетного сечения

_, (2.7)

где - предел прочности.

Для компрессорных лопаток последних ступеней запас прочности определяют по формуле

, (2.8)

где - предел длительной точности материала лопатки с учетом температуры в данном сечении и длительность работы.

Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее 1,5.

2.4 Цель расчета

Цель расчета на прочность лопатки РК первой ступени компрессора высокого давления - 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 взлетный режим работы двигателя, то есть с частотой вращения 20150 об/мин.

2.5 Исходные данные

1. Материал лопатки: ВТ-3-1

2. Длина лопатки L=0,057 м;

3. Радиус корневого сечения R_к =0,1325 м;

4. Радиус периферийного сечения R_п=0,1895 м;

5. Объем бандажной полки =0 м;

6. Хорда профиля сечения пера b:

- в корневом сечении b_k=0,0201 м;

- в среднем сечении b_cp=0,0201 м;

- в периферийном сечении b_п=0,0201 м;

7. Максимальная толщина профиля в сечениях:

- в корневом сечении =0,001306 м;

- в среднем сечении =0,001106 м;

- в периферийном сечении =0,000904 м;

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

- в корневом сечении =0,001471 м;

- в среднем сечении =0,000936 м;

- в периферийном сечении =0,000480 м;

9. Угол установки профиля в сечениях:

- в корневом сечении =1,026 рад;

- в среднем сечении =0,842 рад;

- в периферийном сечении =0,520 рад;

10. Интенсивность газовых сил в окружном направлении на среднем радиусе

где ,плотность газа перед и за лопаткой;

11. Интенсивность газовых сил в осевом направлении:

12. Частота вращения рабочего колеса =20150 об/мин;

13. Плотность материала лопатки =4500 кг/м;

14. Предел длительной прочности =950 МПа;

Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее 1,5.



2.6 Машинный счёт

Расчет проводим по методике [2]. Вычисления выполняем с помощью программы Statlop.exe.

Результаты расчета приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Результаты расчета на прочность рабочей лопатки на ЭВМ

На рисунках 2.2, 2.3 и 2,4 представлены графики изменения напряжений и запасов прочности по высоте пера лопатки в точках А, В, С соответственно.



Рисунок 2.2 - Изменение напряжений изгиба и растяжения по высоте пера лопатки

Рисунок 2.3 - Изменение суммарных напряжений по высоте пера лопатки

Рисунок 2.3 - Изменение запасов прочности по высоте пера лопатки

Произведен расчет на статическую прочность пера рабочей лопатки первой ступени компрессора высокого давления. В качестве материала был использован титановый сплав ВТ-3-1. Полученные значения запаса прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности . Сделаны выносы центров масс, которые уменьшают напряжения сжатия и повышают коэффициент запаса на носе и хвостике лопатки. Дальнейший вынос приводит к прогибу, чтобы такого избежать нужно 3-х мерное профилирование.



3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ДИСКА РАБОЧЕГО КОЛЕСА КВД

Диски компрессоров являются весьма ответственными элементами конструкции газотурбинных двигателей. При вращении ротора диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при воздействии от массы рабочих лопаток и собственной массы диска, что вызывает в них растягивающие напряжения.

Помимо растягивающих напряжений, в дисках могут возникать напряжения кручения и изгиба. Кручение вызвано передачей диском крутящего момента. Причиной появления изгибного напряжения может быть разность давлений на боковых поверхностях диска, действие осевых газовых сил, вибрация лопаток и самих дисков, а так же действие гироскопического момента при совершении ЛА различных эволюций.

Наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил. Напряжения кручения, как правило, незначительны, и поэтому практически не учитываются. Напряжения изгиба зависят, в первую очередь, от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом (и проявляются, как следствие, в относительно тонких дисках).

Рисунок 3.1 - Расчетная схема диска компрессора



При расчете на прочность принимаются следующие допущения:

- диск считается симметричным относительно срединной плоскости, перпендикулярной к оси вращения;

- диск находится в плосконапряженном состоянии;

- напряжение на любом радиусе не меняется по толщине;

- наличие отверстий и бобышек на полотне диска, отдельных выступов

и проточек не принимается во внимание.

Исходные данные:

- материал лопатки - ВТ-3 (, );

- число лопаток рабочего колеса ;

- частота вращения ротора ;

- напряжение в корневом сечении пера лопатки ;

- площадь корневого сечения лопатки ;

- площадь радиального сечения разрезной части обода ;

- центр тяжести размерной части обода

Расчет контурной нагрузки:

В данном расчете не будут учитываться температурные напряжения диска, поскольку диски компрессора работают в значительно меньшем диапазоне температур, нежели диски турбин, а градиент температуры по радиусу диска - незначителен.

Геометрические размеры диска в расчетных сечениях и радиусы этих сечений принимаем согласно расчетной схеме (рисунок 3.1).

Расчет диска на прочность выполнен с помощью кафедральной программы DISK_112.exe. Результаты расчета заносятся в файл RESULT.dsk (таблица 3.1)

Таблица 3.1 - Результаты расчета диска на прочность

На основании полученных расчетных данных построим графические зависимости, отображающие распределение радиальной и окружной нагрузки, а также коэффициента запаса прочности по сечениям исследуемого диска (рисунки 3.2-3.3)



Рисунок 3.2 - Распределение напряжений по сечениям диска

Рисунок 3.3 - Распределение коэффициента запаса прочности по сечениям

Полученные графические зависимости соответствуют теоретическому распределению радиального и окружного напряжения Во всех сечениях диска имеется достаточный запас прочности (соблюдается условие, согласно которому коэффициент запаса прочности для диска должен быть не менее 1,5).



4. 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 = 0,2.

Расчетная схема замка лопатки представлена на рис. 4.1

Рис. 4.1 Расчетная схема замка лопатки

Центробежная сила лопатки

,

,



где - напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами; F_к - площадь корневого сечения лопатки; центробежная сила от хвостовика лопатки.

где - масса хвостовика лопатки получена при твердотель-ном построении хвостовика в программе KOMPAS;

= 0,1251 м - радиус центра тяжести хвостовика лопатки;

угловая скорость рабочего колеса об/мин.

Таким образом, центробежная сила лопатки равна .

Напряжения смятия на гранях замка лопатки

Напряжение среза в сечении ІІ-ІІ замкового выступа диска

где - площадь среза диска;

Напряжение среза в сечении ІV-ІV замка лопатки



Напряжение изгиба в сечении ІІІ - ІІІ замка лопатки

Напряжение изгиба в сечении ІV - IV замка лопатки

Приведенные напряжения в сечении ІV - IV замка лопатки.

Напряжение изгиба в сечении І - І замкового выступа диска



Напряжение изгиба в сечении ІІ - ІІ замкового выступа диска

Приведенные напряжения в сечении ІІ - ІІ замкового выступа диска.

Напряжение растяжения в сечении V - V замка лопатки

Центробежная сила части лопатки выше сечения V - V.

,

где центробежная сила верхней части хвостовика лопатки.

где - масса хвостовика лопатки получена при твердотель-ном построении хвостовика в программе KOMPAS;

= 0,12724 м - радиус центра тяжести верхней части хвостовика лопатки;



Коэффициенты запаса прочности

Таблица 4.1 - Допускаемые напряжения.

Материал диска	(МПа)	(МПа)	(МПа)
Алюминиевый сплав	40-80	60-100	60-160
Сталь	120-160	200-480	200-400
Титановый сплав	80-160	150-330	120-280

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

Максимальные напряжения замок испытывает от действия изгибающего момента. Полученные в результате расчета запасы прочности гарантируют надежное закрепление лопаток в диске с помощью замка типа ласточкин хвост в кольцевом пазу.

5. РАСЧЕТ ДИНАМИЧЕСКОЙ ЧАСТОТЫ ПЕРВОЙ ФОРМЫ ИЗГИБНЫХ КОЛЕБАНИЙ ЛОПАТКИ РАБОЧЕГОКОЛЕСА КОМПРЕССОРА ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

При работе авиационного газотурбинного двигателя на рабочие лопатки компрессора действуют периодически изменяющиеся газовые силы, что связано 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, изгибно-крутильными и высокочастотными пластиночными. Особенно легко возбуждаются колебания по основной (первой) изгибной форме.

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

Исходные данные:

- плотность материала ;

- радиус корневого сечения ;

- длина лопатки ;

- площади сечения пера лопатки

;;;



- минимальные моменты инерции сечения пера

;;;

- частота вращения

.

Расчет выполняется с помощью кафедральной программы DINLOP.exe, результаты расчета заносятся в файл RDL.rez (таблица 5.1).

Таблица 5.1 - Результаты расчета динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора

По результатам расчета построим частотную диаграмму. Для ТВВД за частоту вращения малого газа принимают (принимаем ).

Для определения резонансных режимов работы необходимо учесть частоты колебаний гармоник возбуждающих сил. В нашем случае наибольшее влияние на возможность возникновения резонансного режима оказывают опорные стойки (8 штук), а так же лопатки ВНА на входе в КВД (59 штук), и НА за 1-ой ступенью(55 штук). Их влияние описывается уравнением

,

Где - порядок гармоник возбуждающих сил;

- частота вращения ротора (об/с).

Рисунок 5.1 - Частотная диаграмма колебаний лопатки

По частотной диаграмме видно, что резонансные режимы работы лопаток первой ступени находятся за пределами рабочего диапазона частот вращений ротора высокого давления. Таким образом, возникновение резонансных колебаний лопаток при работе компрессора в его рабочем диапазоне невозможно.



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

Кожух камеры сгорания рассчитывают на прочность для максимального внутреннего давления газов (режим работы двигателя при полете у земли с максимальной скоростью в зимних условиях при ).

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 схема изображена на рисунках 6.1 и 6.2.

Исходные данные:

- материал - Сталь 12Х18Н9Т (;);

- давление в рабочей полости ;

- средний диаметр кожуха ;

- толщина стенки .

Рисунок 6.1- Расчетная схема действия сил элемент наружного корпуса

Выделим из цилиндрической оболочки элемент, ограниченный отрезками двух параллельных кругов и двух образующих (рис. 8). Заменяя действие отброшенных частей оболочки соответствующими усилиями , рассмотрим равновесие этого элемента.

- радиус меридиана и параллели соответственно.

Рисунок 6.2 - Схема нагружения тонкостеной оболочки

- площадь элемента;

- сила от давления.

Для цилиндрической оболочки

При максимальной подаче расхода воздуха допускаемые напряжения равны: . 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 определено что полученные напряжения растяжения вписываются предполагаемые значения для камер сгорания ТВВД, из чего следует что полученные результаты удовлетворяют нормам прочности [5], но всеже для для обеспечения надежной работы КС надо поставить колька проставки которые повысят ее жесткость.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта по дисциплине: "Динамика и прочность АД и ЭУ", был спроектирован газогенератор двигателя для военно-транспортного самолета, прототипом которого является двигатель Д - 27.

Исходными данными для данных расчетов являлся курсовой проект по курсу "Теория ГТД", а также прототип проектируемой установки.

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

При разработке конструктивно-силовой схемы особое внимание уделялось расположению и конструкции опор, передаче крутящего момента и осевым силам от ротора турбины к ротору компрессора, креплению рабочих лопаток к дискам, уплотнению проточного тракта и масляных полостей, противопомпажным устройствам, возможности сборки и разборки двигателя.

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=2,98) получен в первом 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 =1,7).

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

При расчете замка трапецивидного типа в кольцевом пазу были получены напряжение растяжения, смятия, напряжения и растяжения от действия центробежных сил.

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

В целом, спроектированный газогенератор удовлетворяет требованиям современного газотурбостроения.



ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК

1. Скубачевский Г.С. "Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей" / Г.С. Скубачевский. - М.: "Машинострое-ние", 1981. - 550 с.

2. Шошин Ю.С. "Расчет на прочность рабочих лопаток компрессоров и турбин" учебное пособие / Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, Р.Л. Зеленский. - Х.: "ХАИ", 2006. - 28с.

3. Шошин Ю.С. "Расчет на прочность дисков компрессоров и турбин", учебное пособие / Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, Р.Л. Зеленский. - Х.: "ХАИ", 2007. - 28 с.

4. Филахтов Ф.М. "Расчет замков лопаток", учебное пособие /

Ф.М. Филахтов. - Х.: "ХАИ",1972. - 39 с.

5. Москаленко А.С. "Расчет надежности деталей авиационных газотурбинных двигателей", учебное пособие / А.С. Москаленко. - Х.: "ХАИ", 1985. - 107 с.

6. Шошин Ю.С. "Расчет динамической частоты первой формы колебаний лопатки компрессора или турбины и построение частотной диаграммы" учебное пособие / Ю.С. Шошин, С.В. Епифанов, С.Ю. Шарков. - Х.: "ХАИ", 1992. - 23 с.

Размещено на Allbest.ru