Расчет на прочность пера лопатки рабочего колеса первой ступени компрессора высокого давления. Прочностной расчет лопаточного замка: замковой части лопатки и диска рабочего колеса. Расчет динамики первой формы колебаний пера рабочей лопатки колеса.
При низкой оригинальности работы "Расчет на прочность основных узлов ТРДДсм для учебно-тренировочного самолета", Вы можете повысить уникальность этой работы до 80-100%
Нагрузки, действующие на лопатки 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. 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. При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения: u лопатку рассматриваем как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;В данной работе был проведен прочностной расчет наиболее нагруженных элементов ротора компрессора - рабочих лопаток, дисков рабочих колес и замковых частей. Расчет был выполнен для элементов первой ступени компрессора высокого давления. Расчет рабочей лопатки на статическую прочность показал, что ни в одном исследуемом сечении суммарное нагружение не превышает максимально допустимое напряжение для выбранного материала при заданных условиях работы. Построенная на основании расчетов частотная диаграмма показала, что резонансные режимы работы лопаток первой ступени находятся за пределами рабочего диапазона частот вращений ротора высокого давления. При расчете на прочность диска рабочего колеса были получены графические зависимости, соответствующие теоретическому распределению радиального и окружного напряжения.
Введение
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 авиационного 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: u лопатку рассматриваем как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;
u напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;
u лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегаем;
u предполагаем, что деформации лопатки протекают в упругой зоне, т.е. напряжения в пере лопатки не превышают предел пропорциональности.
Цель расчета на прочность лопатки - 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 взлет или полет с максимальной скоростью у земли зимой.
Рисунок 5.1 - Расчетная схема лопатки турбины
Исходные данные
· Материал лопатки: ЖС6-К
· Длина лопатки L=0.041 м
· Радиус корневого сечения Rk=0.21925 м.
· Объем бандажной полки V=3.73?10-7 м3.
· Хорда профиля сечения пера b
- в корневом сечении bk=0.0227 м
- в среднем сечении bk=0.0227 м
- в периферийном сечении bп=0.0227 м
· Максимальная толщина профиля
- в корневом сечении Смахвт=5*10-3 м
- в среднем сечении Смахср=4.5*10-3 м
- в периферийном сечении Смахпер=4*10-3 м
· Максимальная стрела прогиба профиля е
- в корневом сечении ек=0.0062 м
- в среднем сечении еср=0.0061 м
- в периферийном епер= 0.0060 м
· Угол установки профиля g
- в корневом сечении gk=1.2 рад
- в среднем сечении gcp=1.07 рад
- в периферийном сечении gп=0.92 рад.
Температура охлаждаемой турбинной лопатки на среднем радиусе с учетом ее охлаждения равна 987°С.
В связи с передачей тепла от рабочей лопатки в диск температура ее примерно на одной трети длины у корня существенно уменьшается (примерно на 100…1500С).
Распределение предела длительной прочности в зависимости от температур по высоте лопатки
На основании полученных расчетных данных построим графические зависимости, отображающие распределение суммарной нагрузки и запасов прочности по сечениям исследуемого пера лопатки.
Изменение суммарных напряжений по длине лопатки
Изменение напряжений по длине лопатки
Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности и не являются завышенными, следовательно, материал лопатки подобран рационально.
6. Расчет замка лопатки турбины на прочность
Расчет на прочность замка состоит из расчета замковой части лопатки (хвостовика) и замковой части обода диска (гребня).
Если конструкция имеет детали крепления (штифты, пальцы), следует выполнить расчет и этих деталей.
Методика упрощенных расчетов дает возможность провести сравнительный анализ прочности замков. За расчетный случай обычно принимают режим максимального числа оборотов ротора двигателя при максимальном расходе воздуха (у земли).
Трудности расчета замков связаны со сложной их конфигурацией, вызывающей неравномерность распределения напряжений, и со сложным характером замка статическими и динамическими силами и моментами сил.
Сложность форм хвостовиков лопаток и замковой части обода вызывает концентрацию напряжений в элементах замкового соединения. Фактические напряжения, как правило, в полтора два раза превышают напряжения полученные расчетным путем. Указанное обстоятельство учитывается при определении запасов прочности применением соответственно заниженных допускаемых напряжений.
Допускаемые напряжения для каждого типа замка устанавливаются на основании результатов статистики по указанным напряжениям в ранее изготовленных и успешно отработавших свой ресурс ГТД.
При упрощенных расчетах замков обычно принимают во внимание лишь элементов центробежными силами масс пера и хвостовика лопатки, Действием на лопатку газового потока, инерционными силами пера, трением хвостовика лопатки в пазе - пренебрегают.
Таким образом, методика упрощенных расчетов замковых соединений имеет следующие допущения: · на замок действует только центробежная сила лопатки;
· центробежная сила пере лопатки Рц.п. и центробежная сила хвостовика лопатки Рц.х. направлены по одному радиусу, проходящему через центр тяжести хвостовика лопатки;
· центробежная сила лопатки распределяется между опорными площадками замкового соединения пропорционально величинам контактирующих поверхностей.
Среднее напряжение смятия между лопаткой и ободом диска:
В этих формулах: j=360°/z - угловой шаг лопатки (z - число лопаток);
і - номер рассматриваемого сечения;
n - число зубьев на одной стороне ножки;
Pjл - полная центробежная сила лопатки вместе с ножкой;
Pjнi - центробежная сила части ножки, между і и і 1 сечением;
APJДІ - ц.б. сила части выступа диска, выше і-го сечения a - половина угла клиновидности замка;
m=0.2 - коэффициент трения;
Центробежные силы определяются по формулам:
где r" и r"" - плотность материала лопатки и диска; Vi" и Vi"" - объемы элементов ножки лопатки и выступов диска, между I-м и (I 1) - м сечениями; Rci" и Rci"" - расстояние от оси вращения до центра тяжести указанных объемов.
Для вычисления объемов используют формулы:
Принимаем, что Ci=hi, Rci"=Rci""=Rci.
Угловая скорость вращения w=1715,2 рад/с. r""=8100 кг/м3, r"=8100 кг/м3.
Результаты расчетов
№ сеч. Объем сеч. ножки лоп. Объем сеч. диска Центр. сила сеч. ножки Центр. ц.б. сила сеч. Сум. ц.б. сила сила Сум.
Vi"*10-6, м3 м3 Vi""*10-6, м3 лоп. Pjнi, Н ДИСКАPJДІ, Н ножки лоп. a Pjні, Н APJДІ, Н диска, Н
1 1.6754 0.8317 4514 11977,2 5940 21564,9
2 1.3547 1.168 9587,7 9587,7 8266,4 14212,4
Полная центробежная сила лопатки вместе с ножкой равна:
Это при условии что нагрузка на все зубья одинакова. l1=0.0015 м; h=0.003 м; h1=0.0025 м.
Предел длительной прочности материала лопатки при T=7500С равен s=535 МПА, тогда запас прочности по изгибающим напряжениям равен:
Полученные в результате расчета напряжения во всех сечениях диска и лопатки меньше допустимых, следовательно, вероятность разрушения хвостовика лопатки и замковой части диска невелика и удовлетворяет.
Вывод
В данной работе был проведен прочностной расчет наиболее нагруженных элементов ротора компрессора - рабочих лопаток, дисков рабочих колес и замковых частей. Расчет был выполнен для элементов первой ступени компрессора высокого давления.
Расчет рабочей лопатки на статическую прочность показал, что ни в одном исследуемом сечении суммарное нагружение не превышает максимально допустимое напряжение для выбранного материала при заданных условиях работы. Расчетное распределение нагрузки по сечениям соответствует теоретическому.
На основании прочностного расчета был выполнен расчет динамики первой (наиболее опасной) формы колебаний рабочих лопаток. Построенная на основании расчетов частотная диаграмма показала, что резонансные режимы работы лопаток первой ступени находятся за пределами рабочего диапазона частот вращений ротора высокого давления. Таким образом, возникновение резонансных колебаний при работе ротора в его рабочем диапазоне невозможно.
При расчете на прочность диска рабочего колеса были получены графические зависимости, соответствующие теоретическому распределению радиального и окружного напряжения. Наличие скачка (резкого увеличения толщины) на ободе диска отметилось характерными скачками на эпюрах напряжений.
Перечень ссылок
1. Скубачевский Г.С. «Авиационные газотурбинные двигатели. Конструкция и расчет деталей» М. «Машиностроение», 1981 г., 550 с.
2. Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Зеленский Р.Л. «Расчет на прочность рабочих лопаток компрессоров и турбин», Харьков «ХАИ», 2006 г., 28 с.
3. Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Зеленский Р.Л. «Расчет на прочность дисков компрессоров и турбин», Харьков «ХАИ», 2007 г., 28 с.
4. Филахтов Ф.М. «Расчет замков лопаток», Харьков «ХАИ», 1972 г., 39 с.
5. Москаленко А.С. «Расчет надежности деталей авиационных газотурбинных двигателей», Харьков «ХАИ», 1985 г., 107 с.
6. Шошин Ю.С., Епифанов С.В., Шарков С.Ю. «Расчет динамической частоты первой формы колебаний лопатки компрессора или турбины и построение частотной диаграммы», Харьков «ХАИ», 1992 г., 23 с.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
