Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Курсовая работа - Проект конструкции узла турбины высокого давления - файл Курсовой конструкция.doc


Курсовая работа - Проект конструкции узла турбины высокого давления
скачать (10404 kb.)

Доступные файлы (26):

1
33-1.dwg
33_диск.bmp
33_диск.dwg
40t.dwg
40turbina.dwg
40turbina.wmf
40t.wmf
94-00.dwg
94-00.wmf
cfm56-7.jpg1690kb.31.05.2006 13:58скачать
cfm56tech.dwg
PS12n.dwg
PS12n.wmf
PW6124.jpg2838kb.19.03.2003 15:47скачать
Thumbs.db
Диск.dwg
Курсовой конструкция.doc942kb.19.12.2006 01:55скачать
STRONG4.EXE
Расчет.xls75kb.14.12.2006 01:03скачать
реферат.doc22kb.10.12.2006 23:58скачать
Соединение_фланцем.dwg
Стат причность
Схема силовая.dwg
Схемы турбин двигаелей.doc159kb.21.06.2006 12:12скачать
Чертеж.dwg

содержание
Загрузка...

Курсовой конструкция.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский государственный технический университет
Факультет ____Аэрокосмический____

Специальность_160301 “Авиационные двигатели

и энергетические установки”___

Кафедра ______”Авиационные двигатели”______
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине

«Конструкция газотурбинных двигателей»


На тему Проект конструкции узла турбины высокого давления
Студент Субботина Анна Вадимовна (гр. АД-02-1)_____(_______________)
Состав курсового проекта

  1. Пояснительная записка на _32_ стр.

  2. Графическая часть на __1_ листах.


Пермь 2006
Реферат
Курсовой проект 31 стр., 23 рис., 7 табл., 5 источников.

^ ГАЗОТУРБИННЫЕ ДВИГАТЕЛИ, ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ, КОНСТРУКЦИЯ ТУРБИНЫ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ, РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ ТУРБИНЫ.


Объектом проектирования является осевая газовая турбина наземной газотурбинной установки.

Цель работы – разработка конструкции газовой турбины, расчет на прочность и колебания основных элементов турбины.

В работе проведен сравнительный анализ конструктивных решений турбин, выбрана конструктивная схема турбины, выполнена детальная проработка конструкции. Проведены расчеты на прочность рабочей лопатки и диска 1-й ступени, расчет лопатки на колебания. Сделана оценка работоспособности указанных элементов конструкции. В расчетной части проекта использованы приближенные методики расчетов.

Анализ полученных в работе результатов показывает, что разработанная конструкция турбины соответствует современному техническому уровню, основные элементы конструкции удовлетворяют условиям прочности. Работа носит учебный характер.

Содержание

Введение


  1. Конструкторская часть

    1. Обоснование выбора проточной части

    2. Обоснование выбора конструктивной схемы узла

    3. Выбор количества, расположения и типа опор

    4. Основные силовые факторы и усилия, действующие на элементы узла

    5. Силовая схема узла

    6. Тип ротора и его основные особенности

      1. Обоснование способа крепления дисков с валом и дисков с дисками

      2. Обоснование способа крепления рабочих лопаток с дисками

      3. Выбор профиля дисков

    7. Конструкция статора

      1. Конструкция корпуса

      2. Конструкция сопловых аппаратов

    8. Уплотнение газовоздушного тракта

    9. Уплотнение масляных полостей

    1. Охлаждение турбины

  1. Расчёт лопатки на статическую прочность

    1. Методика расчёта лопатки на статическую прочность

    2. Расчёт газодинамических сил, действующих на лопатку

    3. Определение геометрических параметров лопатки

    4. Определение расчётного режима по частоте вращения

    5. Определение рабочей температуры лопатки

    6. Выбор материала и его характеристики

    7. Расчёт напряжений в лопатке

    8. Оценка работоспособности лопатки по условиям прочности

  1. Расчёт диска по разрушающим оборотам

    1. Методика расчёта диска по разрушающим оборотам

    2. Выбор материала диска и обоснование. Основные характеристики материала

    3. Определение основных параметров диска. Схематизация диска

    4. Определение контурной нагрузки, приложенной к ободу диска

    5. Определение расчётного режима по частоте вращения

    6. Определение зависимости предела длительной прочности материала диска от радиуса

    7. Расчёт коэффициентов запаса

    8. Оценка работоспособности диска по условиям прочности




  1. Расчёт лопатки на колебания

4.1 Методика определения низшей собственной частоты колебаний лопатки

4.2 Подготовка исходных данных для определения низшей собственной частоты

    1. Расчёт низшей собственной частоты колебаний лопатки

    2. Построение резонансной диаграммы

      1. Изменение собственной частоты колебаний лопатки с учётом вращения и температуры

      2. Определение опасных гармоник

      3. Определение диапазона рабочих оборотов

      4. Определение резонансных режимов работы лопатки

4.5 Анализ результатов расчета лопатки на колебания.

  1. Заключение

Список литературы

1. Конструкторская часть
1.1 Обоснование выбора проточной части.

Проточная часть выбиралась на основании газодинамического расчета (см. [1], стр. 4-6)

Предпочтительным оказался вариант с относительно постоянным втулочным диаметром, что в свою очередь позволяет повысить технологичность производства (унификация дисков).

Форма проточной части изображена в приложении 3.

^ 1.2 Обоснование конструктивной схемы узла.

Схема выбиралась исходя из расчета (см. [1], стр. 4-6) и конструкции прототипа.

А именно, чтобы не переоснащать производство, и оставить большую часть технической документации нетронутой, большинство деталей турбины было решено оставить неизменными по своей конструкции. Изменения, в основном, направлены на преобразование геометрии сопловых и рабочих лопаток силовой турбины, и как следствие сокращение их числа. Это должно принести положительный экономический эффект в производстве и дальнейшей эксплуатации ГТУ в целом.

^ 1.3 Выбор количества, расположения и типа опор.

Ротор турбины выполняем двухопорным. Для уменьшения массы турбины применяем консольное расположение диска. Располагаем роликовый подшипник вблизи диска, поскольку он допускает относительные осевые перемещения ротора и корпуса (вследствие разности температурных расширений и упругих деформаций от действия осевых сил). Вторая опора ротора состоит из шарикоподшипника. Шарикоподшипник, поскольку необходима его фиксация от осевых перемещений и восприятие осевых и радиальных усилий. Располагаем данную опору подальше от дисков, вследствие повышенных тепловых потоков и необходимости в этих случаях увеличения подачи масла на их охлаждение, а также потому, что данная опора является также задней опорой компрессора высокого давления. Также обе опоры установим в упруго-демпферные рессоры типа «беличье колесо» для снижения критической частоты вращения ротора, а также для демпфирования колебаний ротора турбины.
^ 1.4 Основные силовые факторы и усилия, действующие на элементы узла.

На ротор турбины действуют газодинамические силы (осевые и окружные), силы давления, инерционные (центробежные) силы и силы реакции в опорах.

На статор турбины действуют осевые и окружные газодинамические силы, силы давления, силы реакции в опорах и в подвеске.


^ 1.5 Силовая схема узла.





10

7

11

1

3


5



12


4


8

4



9


2

Усилия, действующие на элементы ротора:

1. Осевые газодинамические силы, действующие на лопатки ротора.

2. Инерционные силы

3. Окружные газодинамические силы, действующие на лопатки ротора.

4. Реакции в опорах.

9. Осевые усилия со стороны ротора компрессора .

8. Крутящий момент от нагрузки.

12. Осевые усилия в разгрузочной полости для минимизации осевых усилий со стороны ротора компрессора.
Усилия, действующие на элементы статора:

5. Осевые газодинамические силы.

7. Силы давления.

8. Крутящие моменты.

10. Крутящие моменты со стороны корпуса КС.

11. Осевые усилия со стороны корпуса КС.
^ 1.6 Конструкция ротора.

Тип ротора и его основные особенности.

Турбина – осевая, одноступенчатая. Выбрали ротор турбины дискового типа, с консольным расположением опор. Направление вращения – левое. В целях улучшения технологичности деталей турбины внутренний диаметр ее проточной части выполнен постоянным. Турбина снабжена системой активного регулирования радиальных зазоров.


^ 1.6.1 Конструкция основных элементов ротора и их крепление .

Подавляющее большинство деталей и узлов заимствовано с прототипа по причинам, описанным в пункте 1.2, ротор турбины состоит из вала, диска 1-й ступени с рабочими лопатками, роликового подшипника, шарикового подшипника, стяжной втулки с гайкой, деталей лабиринтного уплотнения и крепления. Диск первой ступени крепится к валу через фланцевое соединение и затягивается гайкой. В этом соединении обеспечивается передача крутящего момента и центрирование рабочего колеса. Через призонные болты и штифты передается кру­тящий момент с дисков на вал ТВД.

^ 1.6.2 Крепление рабочих лопаток с диском

Рассматривалось два способа крепления рабочих лопаток турбины к диску:

-шпилечное крепление

-замковое крепление «елочного» типа.

Предпочтение в итоге было отдано второму варианту, поскольку первое негативно сказывается на прочности диска. В частности, крепление лопаток с помощью шпилек ослабляет обод диска отверстиями под эти шпильки. Также данное соединение увеличивает массу соединения и периферийной части диска. Стоит упомянуть, что шпилечное крепление имеет преимущество замковым в виде сравнительно хорошего теплового контакта между лопаткой и диском, что обеспечивает улучшенный теплоотвод от лопатки в диск.

^ 1.6.3 Выбор профиля диска.

Выбираем диск по форме радиального сечения. Возможные варианты:
-диск постоянной толщины

-конический диск

-гиперболический диск
В общей массе двигателя масса всех дисков составляет 15…20 %. Поэтому уменьшение массы каждого диска позволяет существенно уменьшить массу всего двигателя, т.е. улучшить основной показатель качества его конструкции.
Гиперболический профиль позволяет получить минимальную массу конструкции дисков. Однако, необходимость выдерживать точную геометрическую зависимость при изготовлении дисков создает трудности в технологии.

Наиболее удобными в производстве являются диски конического профиля. Поэтому выбираем диск конического сечения. Ступицу данного диска выполним постоянной толщины, что позволить сократить время на обработку заготовки, и полотно диска относительно постоянной величины.


^ 1.7 Конструкция статора.

Статор состоит из соплового аппарата 1-й ступени, опор ротора, элементов лабиринтных уплотнений проточной части, кожухов и трубопроводов.

^ 1.7.1 Конструкция корпуса

Корпус турбины включает в себя корпус соплового аппарата, силовое кольцо опоры, промежуточное кольцо. Также для осмотра сопловых и рабочих лопаток в корпусе выполнены лючки.
^ 1.7.2 Конструкция соплового аппарата.

Сопловой аппарат расположен между наружным и внутренним кольцами газосборника, который является элементом камеры сгорания, и состоит из сопловых охлаждаемых лопаток, опоры СА и разрезного кольца.

Наружные полки лопаток с помощью Г-образных выступов крепятся к наружному
кольцу газосборника и фиксируются с помощью штифтов. Внутренние полки лопаток своими задними буртиками входят в кольцевую проточку опоры СА, а передними – в канавку, образованную опорой СА и фланцем внутреннего кольца газосборника.

Таким образом, обеспечивается возможность удлинения лопаток в радиальном направлении при их нагреве. В окружном направлении они могут расширяться за счет зазоров между их полками. Цилиндрическая часть опоры соплового аппарата имеет уступ, увеличивающий его податливость в осевом направлении, что обеспечивает свободу теп­лового расширения полок лопаток и предотвращает возникновение температурных на­пряжений.

Стыки между лопатками и стыки между кольцами уплотнены проставками и лентой.

На подошвах лопаток (на внутренней цилиндрической поверхности) выпол­нены соты, образующие вместе с гребешками лабиринтов сотовое уплотнение между первой ступенью и газосборником, препятствующее перетеканию газа из области более высокого давления в область более низкого.

Проставки служат для уплотнения пространства между лопатками и секторами разрезного кольца. Между полками соседних лопаток имеется зазор, обеспечивающий возможность теплового расширения их в окружном направлении..
^ 1.8 Уплотнение газовоздушного тракта.

Уплотнение газовоздушного тракта необходимо для минимизации перетекания воздуха из области с более высоким давлением в область с меньшим давлением.

Уплотнение газовоздушного тракта – бесконтактное, лабиринтное, поскольку в отличие от любого другого контактного почти не подвержено износу. Работа такого уплотнения основана на создании большого гидравлического сопротивления на пути перетекающего воздуха(многократном дросселировании).

Полки рабочих лопаток выполнены с гребешками для защиты от перетекания газа из области выкокого давления в область низкого. На подошвах сопловых лопаток выполнены соты, образующие вместе с гребешками лабиринтов уплотнение. Стыки между сопловыми лопатками и стыки между кольцами уплотнены проставками и лентой.
^ 1.9 Уплотнение масляных полостей.

Рассматривая несколько вариантов, а именно:

- манжетное контактное уплотнение

-графитовое контактное уплотнение

-бесконтактное уплотнение с подводом воздуха

Делаем выбор в пользу последнего, поскольку оно имеет весомое и неоспоримое преимущество перед остальными ввиду своей неизнашиваемости. Однако наддув опор требует наличия системы подвода воздуха, что неизбежно ведет к усложнению конструкции. Вместе с тем бесконтактное уплотнение не требует частой замены и постоянного контроля, что продлевает безостановочную работу установки.

Данные уплотнения находятся в передней и задней опорах ротора турбины и препятствуют попаданию масла в проточную часть.

^ 2. Расчет лопатки на статическую прочность.

2.1 Методика расчета лопатки на статическую прочность.
Д


Рис.1. К расчету напряжений растяжения от центробежных сил

ействующая на элемент dr центробежная сила dРц равна:


При наличии бандажной полки, имеющей объем Vп и расположенной на радиусе Rп, в сечениях пера с большим радиусом (r> Rп) появляется дополнительная сила - центробежная сила полки Pп:

Рп = 2RпVп

В рамках стержневой модели напряжения растяжения распределены в поперечных сечениях пера лопатки равномерно:


На рис.2 изображены усилия, действующие на элемент рабочей лопатки компрессора и турбины при обтекании его потоком газа. Применяя теорему о количестве движения для движущейся среды, получим выражения для интенсивности осевой и окружной нагрузок:



,

где Gг – секундный расход газа; p1, p2 – давление газа перед и за лопаткой; С, С – осевые составляющие скорости; С, С – окружные составляющие скорости; Z – число лопаток.
frame14

Изгибающие моменты определяются интегрированием:




frame15

Изгибающие моменты относительно главных центральных осей определим, проецируя изгибающие моменты и на оси  и :


Для обеспечения работоспособности рабочих лопаток необходимо, по возможности, минимизировать действующие на них нагрузки. Для этого при проектировании лопатки делаются выносы центров тяжести. Выносы делаются как в осевом, так и в окружном направлении.

Степень разгрузки лопатки от изгиба характеризуется коэффициентом компенсации = Мцг.

frame16

На элемент действует центробежная сила dPц , равная:

В плоскости вращения roy изгибающий момент дают составляющие силы dРц на оси r и у, которые можно определить следующим образом, полагая малым угол  между осью r и направлением действия dРц:
dРцr = dРц cos dРц 2Frdr
dРцy = dРц sin dРц y/r 2 yFdr
Тогда для элементарного изгибающего момента относительно оси х получим:

dMцх = dРyr (y-yi) - dРцy (r-R) = 2 (yRyir)Fdr
В плоскости rox изгибающий момент дает радиальная составляющая dРцr. Элементарный изгибающий момент относительно оси у равен:
dMцу = -dРцr (х-хi) = - 2 i – хi)Frdr
Изгибающие моменты от центробежных сил Mцх и Mцу, действующие в сечении на радиусе R, определяются путем интегрирования:



Напряжения изгиба от центробежных сил иц определяются по тем же зависимостям, что и от газодинамических сил, с той разницей, что вместо изгибающего момента от газодинамических сил в них фигурирует изгибающий момент от центробежных сил, например для точки А:


В


Рис.6. Распределение суммарных напряжений в лопатке на взлетном режиме
соответствии с принятым для приближенных расчетов принципом суперпозиции суммарные напряжения представляют собой сумму напряжений растяжения, изгиба от центробежных сил и изгиба от газодинамических сил:

Эти напряжения определяют для характерных точек профиля А, В и С в нескольких сечениях по высоте лопатки.
Критерием статической прочности лопаток служит величина запаса прочности, который определяется как отношение предельного напряжения пред к наибольшему суммарному:


^ 2.2. Расчёт газодинамических сил, действующих на лопатку.

Расчёт проводим согласно [3, стр.12-13]. При расчёте сделано допущение, что секундный расход газа через единицу площади по высоте лопатки изменяется незначительно. Интенсивность нагрузки от газовых сил считается постоянной по высоте лопатки и равной интенсивности на среднем радиусе. Тогда





^

Исходные данные для расчёта берём из [1, стр.17-19]:










Z=87













Отсюда получаем






Схема профилей (см. приложение Г)

^ 2.3. Определение геометрических параметров лопатки корневое сечение

Расчёт геометрических параметров лопатки на среднем сечении приведён в [1, стр.21]. Результаты расчёта по всем сечениям сведены в табл. 1.

Табл. 1. Геометрические параметры лопатки по 5* сечениям.



Сечение

1

2

3

4

5

x, мм

0

0,0175

0,035

0,0525

0,07

R, мм

0,32

0,3375

0,355

0,3725

0,39

Cmax, мм

11,25

10

8,75

8

7,25

H, мм

13,5

12,75

12,5

11,625

10,75

b, мм

38,75

39,9375

41,125

42,0625

43

β, º

70,64

71,09

71,55

72,00

72,44

F, мм2

305,2

279,6

251,9

235,6

218,2

* – 1-1 – корневое сечение, 5-5 – периферийное сечение.



Рис. 8. Зависимость Сmax от R.


Рис. 9. Зависимость H от R.



Рис. 10. Зависимость b от R.


Рис. 11. Зависимость β от R.

Рис. 12 Зависимость F от R.
^ 2.4. Определение расчётного режима по частоте вращения.
В данной работе мы исследуем лопатку только на одном режиме – максимальном. Прочностные расчёты на меньших режимах можно опустить, так как лопатка наиболее нагружена именно на максимальном режиме. Частоту вращения ротора на этом режиме мы берём из задания [1] - .
^ 2.5. Определение рабочей температуры лопатки.
Рабочую температуру лопатки мы принимаем из [1, стр.17, согласно рекомендациям [6]] - .
^ 2.6. Выбор материала и его характеристики.
Выбор материала и его характеристики согласно [1, стр.15].

Материал - жаропрочный сплав ЭИ-867.

Вычислим предел длительной прочности согласно [6, стр.61]. Для этого рассчитаем уровень нагружения . Затем из графика [6, стр.61] подставив значения Р найдём значения σдл лопатки.

для .

.
^ 2.7. Расчёт напряжений в лопатке.
Для расчёта напряжений в лопатке воспользуемся программой «Strong». Сначала зададим исходные данные (см. пункты 2.2. - 2.6.).



Кол-во сечений N=5



РА=Н/м

РU=Н/м

R1=320 мм R5=390 мм
Табл. 2. Исходные данные.

Сечение

1

2

3

4

5

R, мм

0,32

0,3375

0,355

0,3725

0,39

Cmax, мм

11,25

10

8,75

8

7,25

H, мм

13,5

12,75

12,5

11,625

10,75

b, мм

38,75

39,9375

41,125

42,0625

43

β, º

70,64

71,09

71,55

72,00

72,44

F, мм2

305,2

279,6

251,9

235,6

218,2

Табл. 3. Результаты расчета:

N сечения

R, мм

Рц, Н

σр, МПа

σигА, МПа

σигВ, МПа

σигсА, МПа

σигсВ, МПа

σΣА, МПа

σΣВ, МПа

1

320

65797,493

215,6

50,8

-43,9

0

0

266,4

170,7

2

338

48390,742

173,1

34,6

-28,8

0

0

207,7

144,3

3

355

31729,986

126

18,9

-14,7

0

0

144,9

111,3

4

373

15669,474

66,5

5,5

-4,2

0

0

72

62,3

5

390

0

0

0

0

0

0

0

0



Теперь найдём коэффициенты запаса во всех сечениях, разделив максимальное напряжение на предел длительной прочности.





Отсюда строим графики зависимости напряжений и коэффициента запаса от радиуса лопатки.



Рис.13. Распределение напряжений по радиусу лопатки.



Рис.14. Распределение коэффициента запаса по радиусу лопатки.

^ 2.8. Оценка работоспособности лопатки по условиям прочности.
В п. 2.7. мы получили коэффициенты запаса прочности по 5 сечениям. Согласно рекомендациям [3, стр.24] К не может быть меньше 1,8...2. Видно, что самый наименьший коэффициент запаса в корневом сечении, что означает опасность обрыва лопатки именно в этом сечении. Но в целом, лопатка удовлетворяет условиям прочности и корректировки её геометрии не требуется.
^ 3. Расчет диска по разрушающим оборотам.
3.1 Методика расчета диска по разрушающим оборотам.

Показателем несущей способности дисков является коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения:
,
где разр - разрушающая частота вращения, при достижении которой происходит разрушение диска,  - максимальная рабочая частота вращения диска.

Расчет коэффициента запаса по разрушающей частоте вращения основан на представлении о том, что при достижении разр на поверхности, по которой происходит разрушение, максимальное напряжение (радиальное или окружное) достигает предела длительной прочности (или предела прочности для «холодных» дисков). Несмотря на то, что это представление характерно для пластичных материалов, получающиеся значения разр хорошо согласуются с экспериментальными данными. Обычно рассматривают два случая разрушения диска: по меридиональному и цилиндрическому сечениям.

frame18


Индекс 1 в обозначении Kb1 здесь означает, что коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения определен для случая разрушения по меридиональной поверхности.

Интеграл, входящий в знаменатель подкоренного выражения, есть геометрический момент инерции половины полного меридионального сечения диска относительно оси вращения:


frame19



Индекс 2 в обозначении Kb2 здесь означает, что коэффициент запаса по разрушающей частоте вращения определен для случая разрушения по цилиндрической поверхности. Для различных радиусов цилиндрических сечений значения этого коэффициента различны. Для оценки несущей способности диска необходимо найти наименьшее значение.

В конструкциях некоторых дисков компрессоров и турбин выполняются внецентренные отверстия для прохода охлаждающего воздуха или для крепления соседних деталей. Такие отверстия существенно ослабляют несущую способность диска. В этом случае, в формулу должна быть внесена поправка, учитывающая уменьшение площади цилиндрического сечения, где расположены отверстия:

,
где Z0 – число отверстий, d – их диаметр, R0 – радиус цилиндрического сечения, в котором расположены отверстия.

Значение коэффициента запаса по разрушающей частоте вращения Kb1 должно быть не менее 1,4 … 1,6 , Kb2 - не менее 1,35…1,6.

Следует отметить, что в коэффициентах запаса по разрушающей частоте вращения не учитываются температурные напряжения; влияние нагрева учитывается только через зависимость предела длительной прочности материала от температуры. Не учитываются и напряжения, связанные с изгибом диска. Поэтому оценка прочности диска по критерию несущей способности используется главным образом как предварительная.

^ 3.2. Выбор материала диска и обоснование. Основные характеристики материала.
Первоначально определим поле температур диска. Так как Тг=1137К, то примем Тступ=550К, а Тоб=750К. Характер изменения Тдиска в зависимости от радиуса – прямая.

Так как мы имеем высокую температуру газа в турбине, то для получения удовлетворительных запасов прочности в диске необходим жаростойкий материал. Поэтому в качестве материала диска примем ЭП-437БУ-ВД.
^ 3.3. Определение основных размеров диска. Схематизация диска.
В качестве прототипа примем диск 1 ступени турбины высокого давления Д-30 ЭУ. Затем изменим его размеры исходя из размеров своей проточной части и ширины профиля решётки. Также схематизируем диск, сделав его симметричным и убрав лишние фланцы, выступы и т.д., упростив скругления. Выберем 10 характерных сечений и построим таблицу геометрических параметров.
Табл. 4. Геометрические параметры диска

№ сечения

R, мм

b, мм

1

75

72

2

130

72

3

144

53

4

166

22,3

5

199

20,9

6

238

18,9

7

271

17,4

8

286

33,5

9

292

33,5

10

314

33,5



Схема нагружения диска (см. приложение Д)



Рис. 17. Схематичное изображение диска
^ 3.4. Определение контурной нагрузки, приложенной к ободу диска.
Для определения контурной нагрузки, приложенной к ободу диска необходимо знать массу пера лопатки и массу выступа диска.

a) масса пера лопатки см. 2.7.

б) масса выступа диска

где =33.5 мм -толщина выступов диска,

=8150 кг/м3 - плотность материала,

=314 мм -радиус впадин диска,

=320 мм - радиус корневого сечения лопатки,

Z=72 – количество лопаток в диске,

Vкарм=0,0000048 м3

^ 3.5. Определение расчётного режима по частоте вращения.

В данной работе мы исследуем диск только на одном режиме – максимальном. Прочностные расчёты на меньших режимах можно опустить. Частоту вращения ротора на этом режиме мы берём из задания - .
^ 3.6. Определение зависимости предела длительной прочности материала диска от радиуса.
Вычислим предел прочности согласно [5, стр.61]. Для этого рассчитаем уровень нагружения . Затем из графика [5, стр.61] подставив значения Р найдём значения στ в необходимых сечениях диска. Так как распределение температуры по радиусу диска – прямая (см. п. 3.2.), то мы можем найти температуру по уравнению прямой.
Тогда:




















Рис. 18 Изменение температуры по радиусу диска

Рис. 19 Изменение σДЛ по радиусу диска

^ 3.7. Расчёт коэффициентов запаса.
Для начала введём следующие исходные данные в программу «Strong»:

(см. п. 3.5.)



N=10 (см. п. 3.3.)

Z=87 (см. п. 2.3.)

(см. п. 2.7.)

(см. п. 3.4.)




Табл. 5 Исходные данные.


N сечения

R, мм

b, мм

σДЛ, МПа

1

75

72

1000

2

130

72

1000

3

144

53

1000

4

166

22,3

995

5

199

20,9

975

6

238

18,9

950

7

271

17,4

930

8

286

33,5

915

9

292

33,5

910

10

314

33,5

895


Результаты расчета:




















Теперь построим зависимость К от радиуса диска.


Рис. 20. Распределение коэффициентов запаса по радиусу диска.
^ 3.8. Оценка работоспособности диска по условиям прочности.
В п. 3.7. мы получили коэффициенты запаса прочности по 9 сечениям. Согласно рекомендациям [3, стр.24] К не может быть меньше 1,4. Видно, что наш диск удовлетворяет условиям прочности и корректировки его геометрии не требуется.


^ 3.9 Анализ результатов

4. Расчет лопатки на колебания.

4.1 Методика определения низшей собственной частоты колебаний лопатки.
Расчетное определение собственных частот колебаний лопатки является пространственной задачи динамической теории упругости. Для ее решения используются методы и модели, различающиеся точностью, возможностью учета тех или иных особенностей конструкции и условий работы лопатки и, разумеется, трудоемкостью.

Стержневые модели используют для приближенных расчетов собственных частот изгибных и крутильных колебаний лопаток. Стержневые модели позволяют с достаточно высокой точностью определять несколько низших собственных частот, они непригодны для анализа пластиночных и смешанных форм колебаний, не позволяют учитывать влияние полок.

В основе этих моделей лежит допущение о том, что напряженное состояние лопатки одноосное. В случае изгибных колебаний принимается по внимание только нормальное напряжение в направлении оси лопатки; оно считается распределенным по сечению лопатки по линейному закону, нейтральная линия при изгибе совпадает с осью наименьшей жесткости корневого сечения. В случае крутильных колебаний аналогичные допущения принимаются относительно касательного напряжения. Расчет собственных частот по стержневой модели сводится к анализу уравнения в частных производных. В аналитическом виде удается определять собственные частоты и формы колебаний лопаток постоянного поперечного сечения без учета закрутки профиля и изменения температуры по длине и сечению лопатки.

Для лопаток переменного по длине сечения наиболее простым и, в то же время, достаточно точным методом определения низшей собственной частоты изгибных колебаний является энергетический метод (метод Рэлея). В его основе лежит идея расчета частоты колебаний по заданной собственной форме; форма колебаний задается априорно, исходя из самых приближенных представлений, а собственная частота рассчитывается с использованием закона сохранения энергии.

Рассмотрим применение метода Рэлея для расчета низшей собственной частоты изгибных колебаний невращающейся лопатки.

Если пренебречь потерями энергии, в любой момент времени сумма кинетической энергии ^ К и по­тенциальной энергии П колеблющейся лопатки согласно закону сохранения энергии есть величина постоянная:
К+П=const .
В


Рис.21. К расчету собственной частоты колебаний невращающейся лопатки
положении равновесия потенциальная энергия равна нулю, а кинетическая энергия достигает максимума Кmax. В положении максимального отклонения от равновесия, наоборот, кинетическая энергия равна нулю, а потенци­альная - максимальна Пmax. Следовательно

Кmaxmax .
Для определенности будем рассматривать лопатку как консольно закрепленный стержень длиной ^ L (рис.17) с плотностью материала ρ, модулем упругости E, изменяющимися по длине площадью сечения F(x) и моментом инерции I(x). Рассматриваем гармонические колебания с круговой собственной частотой р.

Перемещения произвольной точки оси лопатки с координатой x задаем в виде произведения гармонической функции времени на функцию y0(x) , которая представляет собой распределение амплитуд колебаний по координате, то есть форму колебаний:


.
Форму колебаний y0(x) будем считать известной.

Для элемента лопатки dx (рис.21) максимальная кинетическая энергия равна


Для всей лопатки максимальная кинетическая энергия определяется интегрированием

Потенциальная энергия лопатки в момент максимального отклонения от положения равновесия определяется известным из сопротивления материалов соотношением для потенциальной энергии изогнутого стержня:

0


где M(x) – изгибающий момент, соответстыующий прогибу y(x) , который в соответствии с уравнением изогнутой оси стержня равен:



Находим круговую собственную частоту


Методом Рэлея может быть получено соотношение для первой собственной частоты крутильных колебаний:


где φ(x) – приближенная форма крутильных колебаний.

Форма колебаний в методе Рэлея задается априорно, она лишь должна удовлетворять граничным условиям. Для изгибных колебаний, например, это отсутствие перемещений и поворота сечения в заделке (корневом сечении):


Получающиеся методом Рэлея приближенные значения собственных частот всегда выше точных и тем ближе к ним, чем ближе к действительной заданная приближенно собственная форма. Практика расчетов показывает, что соотношение дает достаточно точные результаты, если форму колебаний принимать совпадающей с функцией прогибов от равномерно распределенной статической нагрузки. При применении метода Рэлея можно с достаточной для практических расчетов точностью получать только частоты колебаний по первой изгибной и первой крутильной формам. Для более высоких собственных частот формы колебаний более сложны, и априорно задать их с достаточной точностью трудно.
^ 4.2 Подготовка исходных данных для определения низшей собственной частоты.
Данные используются те же, что в п. 2.7, с той лишь разницей, что вместо параметра R в расчетах используется параметр x – координата сечения в радиальном направлении, считая от корня пера.
Табл. 6. Исходные данные.

N

x, мм

b, мм

Смах, мм

h, мм

1

0

38,75

11,25

13,5

2

0,0175

39,94

10

12,75

3

0,035

41,13

8,75

12,5

4

0,0525

42,06

8

11,63

5

0,07

43

7,25

10,75




    1. Расчёт низшей собственной частоты колебаний лопатки.

Расчет проводился по вышеизложенной методике (п. 4.1) и при помощи ПО “STRONG”.

- низшая собственная частота колебания лопатки.


    1. Построение резонансной диаграммы.


^ 4.4.1. Изменение собственной частоты колебаний лопатки с учётом вращения и температуры

Расчет данных для построения резонансной диаграммы проводился по методике, изложенной в п. 4.1. Его результаты представлены в нижеследующей таблице. ].


Табл. 7. Результаты расчета

n, об/с

Т, К

Е, Па

fд, Гц

0

20

2,1E+11

2627,6

16,7

130

2E+11

2564,7

33,3

230

2E+11

2565,9

53,3

355

1,95E+11

2536,04

66,7

440

1,9E+11

2505,7

83,3

540

1,85E+11

2476,3

100

645

1,78E+11

2433,8

116,7

750

1,74E+11

2411,98

133,3

780

1,7E+11

2390,8

150

805

1,66E+11

2370,2

166,7

830

1,64E+11

2364,3

180

850

1,635E+11

2367,7


^ 4.4.2. Определение опасных гармоник.

Наиболее опасными для рабочих лопаток первой ступени турбины являются первые шесть гармоник, а также гармоники, связанные с количеством рабочих и сопловых лопаток, в данном случае, это 48 и 87 гармоники.
^ 4.4.3. Определение диапазона рабочих оборотов.

Диапазон рабочих оборотов и температур выбирался на основании данных двигателя-прототипа.




Рис .22. Зависимость температуры лопатки от оборотов.
^ 4.4.4.Определение резонансных режимов работы лопатки.

Определить резонансные режимы можно по резонансной диаграмме (рис. 23)


Рис. 23. Резонансная диаграмма.
В данном случае получается, что резонансные режимы не попадают на рабочий режим, а значит, не требуется отстройка резонансных режимов.
^ 4.5 Анализ результатов расчета лопатки на колебания.
Собственная частота колебаний лопатки (fС) достаточно высокая и с увеличением частоты вращения ротора уменьшается, как и следовало ожидать в этом узле(турбине), но это не повлияло на результат резонансной диаграммы. Количество жаровых труб=12 оптимальное, т.к если бы их количество было 13 понадобилась бы отстройка резонансных режимов, т.к. 13-я гармоника попадает в рабочий диапазон работы двигателя. Количество рабочих и сопловых лопаток влияет не значительно.

5. Заключение.
В ходе выполнения работы произошло ознакомление с упрощенными методиками расчета роторных деталей двигателя на прочность. Получила представление о том, как по данным этого расчета можно предварительно спроектировать узел двигателя, и сама провела расчеты и проектировочные работы.

Результаты расчетов считаю удовлетворительными.

Дальнейшие изучения, касающиеся модернизации данного узла необходимо проводить с более высокой точностью, и как следствие с применением более сложных методик расчета и современных программных продуктов.

Список литературы


  1. Субботина А.В.. Курсовая работа по дисциплине «Турбомашины АД» раздел осевых турбин, Пермь 2006.

  2. Нихамкин М.А., Зальцман М.М. Конструкция основных узлов двигателя ПС-90А, Пермь 1997.

  3. Нихамкин М.А., Зальцман М.М. Статическая прочность элементов конструкции ГТД, Пермь 1988.

  4. Матюнин В.П. Турбомашины авиационных двигателей, Пермь 2002.

  5. Нихамкин М.А., Воронов Л.В. Конструкция газотурбинных двигателей. Конструкция наземных газотурбинных установок (Методические указания к выполнению курсового проекта) Пермь 2006

Приложение А

Схема проточной части


Приложение Б

Конструктивная схема турбины


Приложение В

Схема нагружения вала, эпюра крутящих моментов.



MT – крутящий момент со стороны рабочего колеса турбины, вызванный газодинамическими силами;

МК – крутящий момент со стороны компрессора;

РТ – суммарное осевое усилие действующее на рабочие лопатки турбины, вызванное газодинамическими силами;

PK – осевое усилие со стороны компрессора;

R - реакция в опоре


Приложение Г

Схема профилей сечений рабочей лопатки.


Приложение Д

Схема нагружения диска турбины.

рЦЛ – распределенная по пов-ти диска сила от ц.б. сил масс лопаток;

рЦВ – распределенная по пов-ти диска сила от ц.б. сил и масс выступов диска;

рЦД – распределенная по объему диска ц.б. сила от масс самого диска;

рОЛ – осевая составляющая газодинамических сил, действующих на рабочие лопатки;

рГД – осевая сила, обусловленная давлением газа и охлаждающего воздуха (рис.б), на дефлектор, сопрягающийся с диском;

рРВ – осевая реакция со стороны вала турбины;

РДО – реакция со стороны дефлектора от давления охлаждающего воздуха;

MВ – Крутящий момент со стороны вала турбины;

MЛ – Крутящий момент со стороны лопаточного венца, вызванный действием на лопатки окружных составляющих газодинамических сил;

рВ1, рВ2 – распределенное по пов-ти диска давление охлаждающего воздуха;

рГ – распределенное по пов-ти диска давление газа;




Скачать файл (10404 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru