Описание конструкции узла и процесса сборки

 

Конструктивно узел турбины состоит из:

- ротора;

- корпуса;

- системы смазки;

Ротор турбины

Двухопорный ротор турбины, с консольным расположением диска состоит из вала и диска с рабочими лопатками. Соединение диска с валом выполнено напрессовкой диска на фланец вала и радиальными штифтами, запрессованными в отверстия, выполненные во фланце вала и в круговом выступе на диске. Такое соединение называется неразъемным. При сборке неразъемного ротора с корпусом ротор устанавливают в вертикальном положении. Рабочие лопатки имеют профильную часть (перо), благодаря которой при установке лопаток в диск образуется решетка. Профильная часть лопатки переходит в замковую часть, выполненную в виде полки хвостовика елочного типа для соединения лопатки с диском. Лопатки укреплены в пазах диска посредством зубьев, расположенных на клиновых ножках лопаток и соответственно на боковых поверхностях клиновых пазов в диске. Опорами вала турбины являются радиально-упорные шариковые подшипники.

Корпус турбины

Корпус турбины ГТД является наружной стенкой проточной части и входит в общую силовую схему двигателя. Корпус представляет собой кольцо в форме усеченного конуса. К передней части корпуса турбины присоединен с помощью фланцевого крепления корпус камер сгорания, к задней – присоединено сопловое устройство. Для облегчения процесса сборки корпус выполнен из составных частей. Их изготовляют либо из ленты профильного проката, сворачивая ее в кольцо и сваривая в стык с дальнейшей механической обработкой, либо из ленты постоянной толщины, сворачивая ее в кольцо, сваривая ее торцы и приваривая точеные фланцы.

Система смазки

В ГТД в основном применяют циркуляционную систему смазки. Система смазки включает в себя маслопроводы, форсунки, воздухоотделители, фильтры и различные масляные уплотнения. Трубопроводы в масляных магистралях ГТД состоят из стальных трубок. Трубки крепят к корпусу двигателя. Уплотнения в соединениях трубок с масляными каналами в корпусе двигателя осуществлены резиновыми кольцами. Форсунки предназначены для распыления масла через калиброванное отверстие в ней, размер которого при соответствующем давлении определяет подачу масла к каждому подшипнику. Форсунки снабжены фильтрами для предохранения калиброванного отверстия

от засорения.

 

1 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА

 

Конструирование вала включает в себя три этапа. Первый этап – при отсутствии данных об изгибающих моментах находится диаметр вала по известному вращающему моменту. Второй этап включает в себя разработку конструкции вала, обеспечивающую условия технологичности и сборки.

Крутящий момент, действующий на вал:

;

Выберем марку стали, из которой будет изготовлен вал. Т.к. скорости вращения вала большие и эта деталь является ответственной в конструкции, то выберем легированную сталь 40 ХНМА.

Предел выносливости 40 ХНМА

;

Отношение внутреннего и внешнего диаметра выбирается из условия : где

;

Выберем коэффициент, учитывающий расположение деталей, который будут посажены на данный вал. В данном случае - это два подшипника. Этот коэффициент выбирается из :

;

Внешний расчетный диаметр находим из формулы:

;

Для удобства дальнейших вычислений и с учетом запаса примем:

Тогда

;

 

 

ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

 

Выберем масштабный коэффициент по диаметру проточной части:

;

Тогда расстояние между двумя подшипниками вычисляется:

 

 

HA

HB

RB

RA

Найдем силы, действующие на подшипники со стороны вала. Для этого составим уравнения моментов относительно точек А и В, учитывая при этом, еще и изгибающий момент, действующий на вал со стороны колеса с лопатками.

 

А:

B:

тогда

 

 

 

тогда

 

В современных ГТД применяют несмотря на недостатки (большие радиальные размеры и большая масса) исключительно подшипники качения, обладающие по сравнению с подшипниками скольжения рядом преимуществ: способностью работать при больших частотах вращения, малыми размерами по длине, значительно меньшими коэффициентами трения. Последнее преимущество означает то, что такой подшипник требует и меньшего количества смазочного масла для охлаждения. В опорах компрессоров целесообразнее применять шариковые и роликовые подшипники с точеными неразъемными сепараторами. Для данного вала выберем шариковый радиально-упорный 4x-точечный шарикоподшипник, т.к. подшипник ротора работает при значительных нагрузках, больших угловых скоростях и повышенных температурных режимах.

Современный выбор подшипников осуществляется только на двух основных критериях. Первый - расчет на статическую грузоподъемность по остаточным деформациям, второй - расчет на ресурс (долговечность) по усталостному выкрашиванию. Расчеты по другим критериям не разработаны, т.к. связаны с целым рядом случайных факторов, трудно поддающихся учету. При проектировании машин подшипники не конструируют и не рассчитывают, а подбирают из числа уже заложенных в стандарте, по условным формулам. Эта методика стандартизована.

Сначала вычислим эквивалентную динамическую нагрузку, т.е. условную постоянную стационарную радиальную силу, которая при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним кольцом и с неподвижным наружным кольцом, обеспечивает долговечность, как и при действительных условиях нагружения:

; , где

V- коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается относительно внешней нагрузки. В нашем случае вращается внутреннее кольцо, т.е.

-температурный коэффициент, который для подшипниковой стали ШХ 15 выбирается из (1,05-1,4), при температуре до 250 С. Для нашего конкретного случая примем:

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. При наличии умеренных толчков примем:

Подшипник опоры В.

- радиальная сила. В нашем случае:

- осевая сила соответственно:

В значения различны в зависимости от отношения . Объясняется это тем, что до некоторых пределов, равных коэффициенту этого отношения, дополнительная осевая нагрузка не ухудшает условия работы подшипника. Она уменьшает радиальный зазор в подшипнике и выравнивает распределение нагрузки по телам качения. В нашем случае:

>

Тогда по вышеуказанной таблице примем для радиально- упорных шарикоподшипников следующие значения:

;

Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:

Второй этап выбора подшипника включает нахождение базовой динамической грузоподъемности С. Т. е. Это такая постоянная стационарная сила, которую подшипник может воспринять в течение 1 млн. оборотов без проявления признаков усталости не менее чем у 90% испытываемых подшипников.

Динамическая грузоподъемность и ресурс связаны эмпирической зависимостью:

;

- ресурс в млн. оборотов:

; ,

где ресурс в часах

; - для шариковых подшипников

коэффициент долговечности, связанный с коэффициентом надежности . Тогда по ГОСТ 18855-82

;

обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации. Его выберем согласно из интервала (0,7-0,8):

Динамическая грузоподъемность:

 

Определим статическую грузоподъемность, т.е. такую статическую силу, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта:

;

дает следующие значения (для ):

Тогда статическая грузоподъемность:

Заключение: по вычисленным выше динамической и статической грузоподъемностям, а также по частоте вращения для жидкой смазки, с учетом внешнего диаметра вала в той части, где подшипники будут посажены по , выбираем шарикоподшипник с разъемным внутренним кольцом за номером 176317 из средней узкой серии по ГОСТ 8995-75.

Подшипник опоры А.

>

дает следующие значения (для ):

Заключение: по вычисленным выше динамической и статической грузоподъемностям, а также по частоте вращения для жидкой смазки, с учетом внешнего диаметра вала в той части, где подшипники будут посажены по , выбираем шарикоподшипник с разъемным внутренним кольцом за номером 176222 из легкой узкой серии по ГОСТ 8995-75.