ТРДД для літаків-винищувачів

ТРДД для літаків-винищувачів

Пояснювальна записка до курсового проекту

з дисципліни “ Конструкцiя та проектуванняавiацiйнихдвигунiв та енергетичних установок ”

 

ХАІ.203.242. 14B.200.33

 

Виконавець: студент гр.242 Ткаченко В.О.

(№ групи) (П.І.Б.)

 

_____________________________

(підпис, дата)

Керівник: Ст.преподаватель

(наукова ступінь, вчене звання)

__________________________ Зеленський Р.Л.

(підпис, дата) (П.І.Б.)

Нормоконтролер: доцент

(наукова ступінь, вчене звання)

__________________________ Гаркуша А.И.

(підпис, дата) (П.І.Б.)

 

Харків 2016

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ...................................................................................................3

1. Задание на курсовой проект.............................................................................4

Объём и содержание проекта:.....................................................................4

2.Технические данные............................................................................................5

3.Краткое описание конструкции двигателя........................................................6

3.1.Компрессор....................................................................................................6

3.2.Камера сгорания..........................................................................................11

3.3.Турбина.........................................................................................................12

3.4.Выходное устройство..................................................................................12

3.5.Основные системы двигателя.....................................................................12

4.Расчет на прочность лопатки первой ступени компрессора низкого давления..........................................................................................................................13

4.1.Нагрузки, действующие на лопатки..........................................................13

4.2.Допущения, принимаемые при расчете....................................................13

4.3.Цель расчета.................................................................................................14

4.4.Расчёт............................................................................................................14

Вывод............................................................................................................19

5. Расчет динамических частот колебаний лопатки компрессора и построение частотной диаграммы...........................................................................................20

5.1.Исходные данные........................................................................................20

5.2.Определение собственных частот колебаний рабочей лопатки компрессора..........................................................................................................................20

5.3.Определение динамических частот колебаний рабочей лопатки компрессора..................................................................................................................21

Вывод..................................................................................................................23

6.Расчет на прочность замка крепление лопатки типа «ласточкин хвост».....24

6.1.Цель расчета.................................................................................................24

6.2.Расчётна прочность....................................................................................24

Вывод............................................................................................................26

7.Расчет на прочность диска компрессора..........................................................27

7.1.Нагрузки, действующие на диски..............................................................27

7.2.Допущения, принимаемые при расчете....................................................27

7.3.Цель расчета.................................................................................................27

7.4.Исходные данные........................................................................................28

7.5.Основные расчетные уравнения для определения упругих напряжений в диске от центробежных сил и неравномерного нагрева.................................28

Вывод..................................................................................................................32

8. Расчет корпуса камеры сгорания.....................................................................33

Вывод..................................................................................................................35

Заключение.............................................................................................................36

Список использованной литературы...................................................................37

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Курсовой проект посвящен проектированию и расчетам на прочность различных элементов двигателя. Предметом проектирования данного курсового проекта является двухконтурный турбореактивный двигатель.

В курсовом проекте проводится конструкторское исследование, проектирование и расчет газогенератора.

Данный курсовой проект развивает у студента конструкторские навыки инженерных расчетов и проектирования узлов двигателя, помогает научиться видеть недостатки или преимущества проектируемого узла, быстро и эффективно принимать меры по повышению прочности или рационализации деталей двигателя.

 

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по конструкции, прочности и проектированию АД и ЭУ

Спроектировать газогенератор.

 

Температура газа перед турбиной Т_г^*=1550К;

Прототип - РД-33

1 Разработать конструкцию компрессора

2 Выполнить расчеты на прочность:

- рабочей лопатки КВД на прочность;

- замка (узла крепления) рабочей лопатки компрессора;

- диска 1-й ступени КВД.

3 Выполнить расчет частоты первой формы изгибных колебаний рабочей лопатки первой ступени компрессора, построить частотною диаграмму и определить резонансные режимы двигателя.

 

ТЕХНИЧЕСКИЙ ДАННЫЕ

 

Для Н=0, V_п = 0, МСА.

Тяга N, кН 49,4

Удельный расход топлива 0,078

Степень повышения давления 21

Темперетура газов перед турбиной 1550

Расход воздуха 53,06

Количество ступени КВД 9

 

Разрабатываемый двигатель имеет большую мощность и меньший расход топлива по сравнению с прототипом при меньшей температуре газов перед турбиной двигателя (). Это было достигнуто выбором и обеспечением высоких КПД и минимальных потерь в элементах и узлах двигателя соответствующим современным образцам.

Снижение позволяет применить более дешевые материалы в конструкции турбины, например жаропрочные стали в свободной турбине. Также при более детальной проработке конструкции, возможна замена материала лопатки 1-й ступени турбины с ЖС6-К на ЖС26-НК, лопатки 2-й ступени и диски турбины компрессора на жаропрочную сталь. Эти мероприятия могут существенно снизить стоимость двигателя, что достаточно актуально в военной авиации.

Разрабатываемый двигатель будет иметь меньшую стоимость в серийном производстве и более низкие эксплуатационные затраты, в следствии применения более дешевых материалов и меньшего расхода топлива в эксплуатации. Также данный ТРДД имеет большую мощность что в свою очередь положительно скажется на характеристиках маневренности и скорости боевого самолета.

 

Общие сведения

Компрессор двигателя предназначен для сжатия воздуха, поступающего в двигатель.

Компрессор - осевой, околозвуковой, двухкаскадный, девятиступенчатый.

Статор компрессора высокого давления
Статор КВД состоит из отдельных кольцевых корпусов, заднего корпуса, лопаток входного направляющего аппарата
(ВНА)внутренней обоймы ВНА, лопаток и внутренних обойм
поворотных направляющих аппаратов (НА) первой и второй
ступеней, НА третьей, четвертой, пятой, шестой, седьмой, восьмой
ступеней и спрямляющего аппарата (СпА). Передним фланцем
статор КВД крепится к рассекателю разделительного корпуса, задним
фланцем- к корпусу камеры сгорания.
Стыковка корпусов осуществлена по плоскостям цапф
поворотных НА первой и второй ступеней с центрированием друг
относительно друга с помощью призонных болтов. Корпус в
передней части центрируется по цилиндрической поверхности
корпуса, в задней части центровка с корпусом камеры сгорания
осуществляется призонными болтами. На корпусе выполнены
кольцевые воздушные полости. Из полости воздух,
поступающий через отверстия в корпусе, направляется по трем
трубам на охлаждение турбины. Из другой полости воздух отбирается на
кондиционирование кабины самолёта.
Лопатки ВНА имеют верхние и нижние цапфы. Верхние цапфы
установлены в бобышках корпуса и вращаются во втулках,
выполненных из антифрикционного состава (стекловолокно,
пропитанное фторопластом). Нижняя цапфа расположена в
плоскости разъема внутренней обоймы и корпуса опоры.
Лопатки НА первой и второй ступеней также выполнены с
верхней и нижней цапфами. Верхние цапфы лопаток вращаются во
втулках из антифрикционного материала в радиальных отверстиях,
оси которых расположены в плоскости разъема корпусов.
Нижние цапфы установлены в обоймы. Для удобства сборки
обоймы выполнены из двух полуколец, стянутых болтами.
На внутренней поверхности обойм нанесено мягкое покрытие для
уменьшения зазоров в лабиринтном уплотнении, образованном обоймами и гребешками ротора.
Каждый из направляющих аппаратов с третьей по восьмую
ступень состоит из полуколец с консольно закрепленными лопатками.
Полукольца центрируются относительно рабочих колец с помощью специальных буртиков,
имеющихся с обеих сторон полуколец НА. Рабочие кольца, в свою очередь, центрируются по внутренней
проточенной поверхности корпуса. Лопатки выполнены холодной
вальцовкой, вставлены в просечки на полукольцах и запаяны.
От поворота полукольца НА фиксируется пальцами, установленными в бобышки корпуса. Рабочие кольца фиксируются
относительно полуколец НА шестью осевыми штифтами, входящими
в пазы полуколец.
Спрямляющий аппарат состоит из двух рядов лопаток
наружной и внутренней обойм. Применение двухрядной решетки
обусловлено необходимостью выравнивания сильно закрученного
потока после девятой ступени компрессора. Все детали СпА
объединены в паяный узел, зафиксированный в корпусе
резьбовыми штифтами.

Ротор компрессора высокого давления
Ротор КВД барабанно-дисковой конструкции состоит из
сварного узла первой и второй ступеней, диска третьей ступени с
передней цапфой, узла четвертой, пятой, шестой ступеней,
дисков, диска-лабиринта и вала.
Диски первой и второй ступеней сварены между собой
электронно-лучевой сваркой по барабанному участку и соединены с
диском третьей ступени призонными болтами. Узел четвертой,
пятой и шестой ступеней имеет сварную конструкцию (диски
сварены по барабанным участкам электронно-лучевой сваркой), в
передней части крепится призонными болтами к диску, в задней
части соединён двадцатью четырьмя шпильками с дисками, диском лабиринта и валом через проставочные кольца
и распорные втулки.
В ступице диска третьей ступени выполнены отверстия для
подвода воздуха через экран на охлаждение опор турбины и
наддува уплотнений. Между дисками первой, второй и третьей
ступеней заодно с барабанными участками выполнены гребешки
лабиринтных уплотнений.
На барабанном участке между дисками пятой и шестой
ступеней имеются профилированные окна для отбора воздуха,
охлаждающего ротор турбины высокого давления. Для уменьшения нагрева охлаждающего воздуха вследствие трения о полотно дисков
между ними установлены шесть радиальных направляющих лопаток
, приваренных к диску, который приварен к диску пятой ступени. Лопатки первой, второй и третьей ступеней выполнены с
замками типа "ласточкин хвост", крепятся в индивидуальных
продольных пазах и фиксируются в осевом направлении отгибом
пластинчатых замков.
Рабочие лопатки остальных ступеней имеют профиль
хвостовика, также "ласточкин хвост", но устанавливаются в
кольцевые пазы через специальные окна. При сборке
ротора через окно набирают весь комплект лопаток рабочего колеса,
а затем сдвигают его по пазу на половину шага так, что окно паза
располагается между хвостовиками двух соседних лопаток,
соприкасающихся между собой полками. В таком положении во
вкладыш, имеющий форму хвостовика лопатки, вворачивается
штифт до упора в дно глухого отверстия и контрится от
выворачивания развальцовкой.
На заднем фланце вала выполнены торцевые шлицы, через
которые передается крутящий момент от ротора турбины. Осевые
штифты фиксируют от проворота покрывной диск ТВД.
Динамическую балансировку ротора проводят в несколько
этапов. Отдельно балансируется узел первой и второй ступеней
подбором по массе и перестановкой лопаток. Сварной узел
балансируют постановкой балансировочных грузиков, имеющих
форму хвостовика лопатки, в поперечный паз между замками
лопаток. Вал компрессора балансируется съемом материала со специальных кольцевых утолщений. Окончательная балансировка
ротора осуществляется в сборе постановкой балансировочных грузов
на диске первой ступени и на диск-лабиринт между стяжными
шпильками.

 

Камера сгорания

 

Камера сгорания предназначена для осуществления
подвода тепла к рабочему телу (воздуху) путем сжигания в ней
топлива.
Камера сгорания - кольцевая. Конструктивно она состоит из
следующих основных узлов: корпуса (включающего в себя наружную
и внутреннюю оболочки), жаровой трубы, топливного коллектора с
двадцатью четырьмя форсунками и двух пусковых устройств.
Корпус камеры сгорания сварной конструкции состоит из литого
диффузора, наружной и внутренней оболочек, заднего
наружного и заднего внутреннего фланцев. Передним
фланцем, выполненным на диффузоре, корпус закреплён к статору
КВД, задним наружным и задним внутренним к наружному и
внутреннему корпусам соплового аппарата турбины высокого
давления.
В передней части наружной оболочки вварены три фланца
крепления топливного коллектора, два фланца крепления втулок
свечей и фланец ввода топливных коллекторов. На
средней части наружной оболочки камеры сгорания размещены лючки осмотра горячей части двигателя, штуцер форсунки розжига
форсажа и дренажный штуцер. В задней части оболочки имеются
штуцера отбора воздуха в систему антиобледенения, отбора воздуха
для наддува уплотнений и замера давления за компрессором.

Турбина

Турбина двигателя - двухступенчатая: первая ступень приводит
во вращение ротор компрессора высокого давления, вторая ступень -
вентилятор.
Турбина представляет собой лопаточную машину, в которой
тепловая энергия и энергия давления газов преобразуются в
механическую работу.

Выходное устройство

 

Выходное устройство двигателя состоит из форсажной камеры
и реактивного сопла.

Основные системы двигателя

 

Маслобак сварной конструкции изготовлен из нержавеющей
стали. Бак имеет заправочную горловину для открытой заправки и
бортовой штуцер для закрытой заправки, снабженный поплавковым клапаном.
Поплавковый клапан при заполнении бака до уровня 10,5…11 л
прекращает поступление масла в бак. Для замера уровня масла в
баке имеется маломерная линейка и датчик дистанционного
замера уровня масла. Для забора масла при любом положении
летательного аппарата в пространстве в маслобаке установлен
заборник масла маятникового типа.
Внутри заправочной горловины расположен статический
воздухоотделитель, представляющий собой два тангенциальных
сопла, создающих закрутку масла. Под действием центробежных сил
масло прижимается к стенкам цилиндра, образованного сеткой
фильтра, вставленного в горловину, а воздух (газ) выходит вдоль
оси цилиндра в полость над маслом и далее в систему
суфлирования.
Маслонасосы нагнетающий и откачивающие шестеренного
типа, имеют одинаковую конструкцию.
Компонуются насосы следующим образом.
Нагнетающий насос и насосы откачки масла из коробки
двигательных агрегатов - в маслоагрегате. Маслоагрегат включает
в себя также центробежный воздухоотделитель, сигнализатор
стружки и редукционный клапан. Насосы откачки из маслосборников
опор размещены в блоке откачивающих насосов.
Топливомасляный радиатор предназначен для охлаждения
масла, откачиваемого из двигателя. В системе установлены
последовательно два радиатора.
При работе двигателя на бесфорсажных режимах охлаждение
масла осуществляется в первом ТМР, при включении форсажа
форсажное топливо подается во второй ТМР, который также
начинает охлаждать масло.
ТМР расположены в магистралях высокого давления топлива,
что способствует уменьшению их габаритных размеров и массы при
приемлемых характеристиках теплосъема. Кроме того, подогрев
топлива в ТМР не влияет на работу топливной автоматики.
ТМР представляет собой набор трубок, по которым движетсятопливо, масло движется между трубками. Для предотвращения
разрушения радиатора при повышении его гидравлического
сопротивления вследствие засорения или загустения масла он
снабжен предохранительными клапанами, перепускающими масло и
топливо, минуя радиатор, при достижении определенного
избыточного давления.

Цель расчета

 

Цель расчета на прочность лопатки РК первой ступени КВД 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 14168 об/мин.

 

Расчёт

Рисунок 4.1 - Расчетная схема.

 

- главные центральные оси инерции сечения,

у - ось вращения ротора.

х - ось, лежащая в плоскости вращения(радиальная составляющая).

Расчет рабочих лопаток на растяжение от центробежных сил.

 

Напряжение растяжения в расчетном сечении Fn пера лопатки определяется по формуле

где Рц - центробежная сила части пера лопатки, расположенной выше расчетного сечения; - угловая скорость вращения ротора.

Определение напряжений изгиба.

 

Напряжения изгиба в каждой точке расчетного сечения определяются по формуле

s_Ui=±

 

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

Так в точке А

s_UA=±

 

в точке В

s_UB=±

 

в точке С

 

s_UC=±

 

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 B)всегда возникают напряжения растяжения, а на спинке профиля (в точке C) - напряжения сжатия.

 

Исходные данные

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА ЛОПАТКИ1

 

Работу выполнил:

Узел двигателя:

Компрессор

Материал:

ВТ9

ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ПЕРА ЛОПАТКИ:

Тип лопатки

Сплошная

Длина лопатки, м:

0,0865

Радиус корневого сечения, м:

0,2

Радиус центра масс бандажной полки, м:

Объем бандажной полки, м^3:

Хорда профиля, м:

корневое сечение:

0,0238

среднее сечение:

0,0238

периферийное сечение:

0,0238

Максимальная толщина профиля, м:

корневое сечение:

0,001666

среднее сечение:

0,00119

периферийное сечение:

0,000714

Максимальный прогиб средней линии, м:

корневое сечение:

0,001666

среднее сечение:

0,00119

периферийное сечение:

0,000714

Угол установки профиля, рад:

корневое сечение:

0,79

среднее сечение:

0,689

периферийное сечение:

0,487

Вынос ц.м. бандажной полки в окружном направлении, м:

Вынос ц.м. бандажной полки в осевом направлении, м:

Относительный вынос центра тяжести пера лопатки в окружном направлении (по отношению к длине пера лопатки):

Относительный вынос центра тяжести пера лопатки в осевом направлении (по отношению к длине пера лопатки):

НАГРУЗКИ

Интенсивность газовых сил, Н/м:

В окружном направлении (среднее сечение):

2203,18

В осевом направлении (корневое сечение):

1532,4

В осевом направлении (периферийное сечение):

1071,61

Частота вращения ротора, об/мин:

14168,2

СВОЙСТВА МАТЕРИАЛА

Плотность, кг/м^3

Предел длительной прочности (массив из 11 значений):

N

slg

 

Таблица 4.1 – Расчет на прочность пера рабочей лопатки компрессора

 

Продолжение таблицы 4.1

Рисунок 4.2 - Изменение напряжения по высоте лопатки в критических точках

Рисунок 4.3 -Изменение коэффициент запаса прочность по высоте лопатки

Вывод: Произведен расчет на статическую прочность пера рабочей лопатки первой ступени компрессора давления. В качестве материала был использован титановый сплав ВТ9. Характер изменения коэффициентов запаса в точках А и В полого падающий от периферии ко втулке, как видно из рисунка 4.3, что связано со значительным уменьшением величины центробежных сил и незначительным изменением газодинамических. Коэффициенты же запаса в точке С по сравнению с остальными очень велики и характер их изменение по высоте переменный. В целом, полученные значения запасов во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности.

 

Исходные данные

 

Исходные данные для расчета:

-геометрия рабочей лопатки;

-характеристики конструкционного материала ВТ9: плотность , коэффициент Пуассона , предел длительной прочности , модуль упругости ;

-диапазон рабочих частот вращения ротора двигателя.

 

Цель расчета.

 

Целью расчета является определение напряжения смятия на площадках контакта лопатки с диском от центробежных сил лопатки.

Расчётная схема замка представлена на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1- Расчетная схема замка

Расчет на прочность.

 

Исходные данные:

 

Число оборотов диска n= 14168,2 об/мин

Напряжения растяжения в корневом сечении лопатки 145,3515МПа

Площадь корневого сечения лопатки F_к=2,748 10^-5(м²)

Число лопаток Z= 47 штук

По чертежу хвостовика лопатки и гребня диска определяем следующие данные:

Угол наклона грани замка = 70Град

Ширина контактной площадки c = 0,00712 м

Длина грани b = 0,0238 м

Радиус центра тяжести хвостовика R_цхв=0,1956м

Размер перемычки гребня h=0,008м

Радиус центра тяжести гребня R_цхг=0,1962 м

Частота вращения ротора ω=1483,69(с^-1)

Ручной расчет

 

1.Определяется центробежная сила пера лопатки по выражению:

P_цп=σ_рк F_к=145,35 2,748 10^-5=3994,259 (Н)

2.Определяется центробежная сила хвостовика лопатки по выражению:

P_цх=m_х R_цх ω²=8,09 10^-3 0,1956 1483,69²=3484,932 (Н)

m_х=ρ*b*Fx=4500*0,0238*75,57*10^-5=8,09 10^-3(кг)

3.Определяется полная центробежная сила лопатки по выражению:

Р_цΣ=P_цп+P_цх=3994,259+3484,932=7479,191(Н)

4.Определяется сила, действующая на грани замка по выражению:

N= (H)

5.Определяем напряжение смятия грани по выражению:

σ_см=

 

Запас прочности гребня диска на смятие определяем по выражению:

к_см=

6. Определяется напряжения растяжения в основании гребня по выражению:

σ_р=

Q=2Ncos(α-β/2)+P_цг=2 4606,171 cos(70-7,66/2)+6200,25=9922,23 (Н)

β=

P_цг=m_г R_цхг ω²=14,36 1483,69²=6200,25 (Н)

σ_{р max}=a_k σ_р=2,75 31,7=87,18 (МПа)

Запас прочности гребня диска по растяжениям напряжениям по выражению:

к_р=

где σ-предел длительной прочности материала.

7.Определяется напряжение среза в хвостовике лопатки по выражению:

Т_ср2= (МПа)

8.Определяется напряжение среза в межпазовом выступе диска по выражению:

Т_ср3= (МПа)

9. Определяем запасы прочности для напряжений среза по выражению:

к_ср2=

к_ср3=

 

Вывод: замок лопатки удовлетворяет нормам прочности на смятие, полученное значение:к_см= .Коэффициент запаса прочности по растяжениям напряжениям составил к_р=13,19.

Коэффициент запаса прочности на срез в хвостовике лопатки составил к_ср2=58,55.Коэффициент запаса прочности на срез в межпазовом выступе диска к_ср3 , отсюда следует, что данный замок имеет завышенный коэффициент запаса, хотя и удовлетворяет требованиям.

Цель расчета.

 

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

Исходные данные.

1. Частота вращения диска n=14168,2 (об/мин)

2. Геометрические размеры диска в расчетных сечениях (указанных на рисунке 7.1)

3. Материал диска – Титановый сплав ВТ9

4. Плотность материала

5. Напряжения на корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме σ_рк=145,3515 (МПа)

6. Площадь корневого сечения лопатки F_k=2,748 (м²)

7. Число лопаток на рабочее колесе z=47

8. Радиус центра тяжести площадь радиального сечения R_f=0,196 (м)

7.5 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;

b,R -текущие значения толщины и радиуса диска;

- угловая скорость врашения диска;

- плотность материала диска;

E- модуль упругости материала диска;

- коэффициент Пуассона;

- коэффициент линейного расширения материала диска;

t - 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:

Замена дифференциалов на конечные разности производится по следующим формулам:

где индексы n указывают номер кольцевого сечения диска.

Окончательные расчетные формулы имеют вид:

где

Величины коэффициентов , зависят от геометрических размеров и материала диска. Величины коэффициентов и наряду с геометрическими размерами и материалом диска зависят также от центробежных и температурных нагрузок, действующих в диске.

Значения коэффициентов определяются так:

Для нулевого сечения в случае диска со свободным центральным отверстием:

Неизвестное напряжение в нулевом сечении вычисляется по известному радиальному напряжению , возникающего от центробежных сил лопаточного венца:

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:

σ_rл=

 

где - наружный радиус неразрезного обода диска;

R_н -радиус центра тяжести ножки

- ширина обода диска на радиусе .

Таблица 7.1 – Расчет на прочность дисков компрессоров

 

РАCЧЕТ НА ПРОЧНОCТЬ ДИCКОВ

КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН

 

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

 

ВЫПОЛНИЛ(А): Tkachenko V

 

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

DP= 0 DT= 0

Частота вращения = 14168.2 об/мин

Количество расчетных сечений = 13

Количество скачков на контуре = 1

Контурная нагрузка = 16.680 МПа

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

Коэффициент Пуассона =.30

R(1)=.1350 R(2)=.1460 R(3)=.1490 R(4)=.1530

R(5)=.1550 R(6)=.1580 R(7)=.1600 R(8)=.1610

R(9)=.1620 R(10)=.1630 R(11)=.1890 R(12)=.1890

R(13)=.1980

B(1)=.0360 B(2)=.0360 B(3)=.0300 B(4)=.0240

B(5)=.0200 B(6)=.0160 B(7)=.0130 B(8)=.0110

B(9)=.0090 B(10)=.0075 B(11)=.0075 B(12)=.0260

B(13)=.0260

NRS(Z)= 11

Плотность материала = 4500.00

Предел длит. прочности материала= 1150.0

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

 

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

1.1350.0360.00 394.05 394.05 2.9

2.1460.0360 16.80 357.35 349.25 3.3

3.1490.0300 22.21 349.88 339.32 3.4

4.1530.0240 29.47 340.62 326.88 3.5

5.1550.0200 35.39 337.11 320.88 3.6

6.1580.0160 43.66 332.00 312.46 3.7

7.1600.0130 52.35 329.86 307.05 3.7

8.1610.0110 60.55 330.06 304.34 3.8

9.1620.0090 71.63 331.21 301.84 3.8

10.1630.0075 83.56 332.71 299.79 3.8

11.1890.0075 77.97 279.37 249.69 4.6

12.1890.0260 22.49 262.72 252.23 4.6

13.1980.0260 16.68 246.11 238.21 4.8

 

Рисунок 7.2 - Изменение напряжения по радиусу диска

 

Рисунок 7.3 - Изменение запаса прочности по радиусу диска

 

Вывод: Был проведен расчет диска первой ступени КВД на три разные толщины первой на 0,0228 м и вторая на 0,013 м и третья на 0,0223м. Были получены значения радиального, окружного и эквивалентного напряжений в различных радиальных сечениях диска. Также были посчитаны значения запасов прочности в радиальных сечениях диска.

Были построены графические иллюстрации изменения этих параметров по сечениям диска(Рис. 7.2 и рис. 7.3). Из графиков видно, что значения запасов прочности по сечениям диска удовлетворяют нормам прочности, по которым запас прочности должен быть не менее 1,2....1,8. В нашем случае минимальный запас прочности4,6, а максимальный 7,7, что является завышенным, однако это необходимо, так как диск содержит крепежные отверстия, которые являются концентраторами напряжений, а при расчете мы не учитывали наличие отверстий, поэтому повышение коэффициента запаса прочности целесообразно и кроме того это обеспечивает безопасную работу диска, компрессора и двигателя в целом.

Вывод

Проведен расчет камеры сгорания на прочность. Полученное напряжение растяжение в стенке камеры сгорания =193,93 МПа лежит в допускаемых пределах ( =50…200 МПа),коэффициент запаса удовлетворяет нормам прочности. Также был проведен расчет корпуса камеры сгорания на устойчивость, критическое давление составило 4,46 МПа.

Заключение

В данном курсовом проекте был спроектирован узел компрессора ТРДД для газотурбинного двигателя. В качестве прототипа использовался двигатель РД-33. Была разработана конструкция узла компрессора двигателя с внесением некоторых изменений. Форму проточной части и число ступеней принято по прототипу.

Были произведены расчеты:

_ расчет на прочность рабочей лопатки компрессора;

_ расчет частоты первой формы изгибных колебаний рабочей лопатки, определение резонансных режимов работы двигателя;

_ расчет на прочность замка рабочей лопатки;

_ расчет на прочность диска первой ступени компрессора;

_ расчет на прочность корпус камеры сгорания.

Полученные результаты удельных параметров двигателя, значения запасов прочности во всех расчетных сечениях элементов компрессора, значения напряжений удовлетворяют нормам прочности и соответствуют значениям для двигателя подобного класса.

 

Библиографический список