Расчет системы автоматического регулирования газотурбинного двигателя

Zapiska.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра турбин и турбинных установок
Комбинированная газопаротурбинная установка
TOC o "1-3" h z u Задание на курсовой проект. PAGEREF _Toc323800805 h 3
Исходные данные для расчета КГПТУ. PAGEREF _Toc323800806 h 3
Схема ТУК. PAGEREF _Toc323800807 h 3
Численные исходные данные. PAGEREF _Toc323800808 h 3
Обзор морских ГТД фирмы General Electric. PAGEREF _Toc323800809 h 4
1. Обзор двигателя LM 500. PAGEREF _Toc323800810 h 4
2. Обзор двигателя LM 1600. PAGEREF _Toc323800811 h 5
3. Обзор двигателя LM 2500. PAGEREF _Toc323800812 h 6
4. Обзор двигателя LM 2500 + . PAGEREF _Toc323800813 h 8
5. Обзор двигателя LM 2500 + G4. PAGEREF _Toc323800814 h 9
6. Обзор двигателя LM 6000. PAGEREF _Toc323800815 h 11
Расчет ГТД. PAGEREF _Toc323800816 h 13
1. Исходные данные для расчета ГТД. PAGEREF _Toc323800817 h 13
2. Задание исходных данных в программе расчета. PAGEREF _Toc323800818 h 13
2.1. Задание состава топлива. PAGEREF _Toc323800819 h 13
2.2. Выбор схемы двигателя. PAGEREF _Toc323800820 h 14
2.3. Ввод параметров газогенератора и окружающей среды. PAGEREF _Toc323800821 h 14
2.4. Ввод параметров ГТД. PAGEREF _Toc323800822 h 15
3. Выбор степени повышения давления в компрессоре. PAGEREF _Toc323800823 h 16
4. Результаты расчета ГТД при выбранной степени повышения давления в компрессоре. PAGEREF _Toc323800824 h 17
Расчет ТУК PAGEREF _Toc323800825 h 18
1. Расчет основных параметров ТУК. PAGEREF _Toc323800826 h 18
2. Расчет мощностей вспомогательных механизмов. PAGEREF _Toc323800827 h 22
3. Выбор электродвигателей для вспомогательных механизмов. PAGEREF _Toc323800828 h 25
4. Определение КПД КГПТУ PAGEREF _Toc323800829 h 27
5. Изображение рабочих процессов в ГТД и ТУК. PAGEREF _Toc323800830 h 28
Список использованной литературы PAGEREF _Toc323800831 h 29
Задание на курсовой проект.
Выполнить обзор морских ГТД фирмы General Electric.
Выполнить расчет комбинированной газопаротурбинной установки для чего требуется: 2.1.Выполнить ряд расчетов ГТД на основании которых нужно принять степень повышения давления в компрессоре т.е. выбрать точку расчета ГТД.
2. Используя выбранную точку расчета ГТД рассчитать параметры теплоутилизационного контура и кпд комбинированной газопаротурбинной установки.
Исходные данные для расчета КГПТУ.
Схема представляет собой одноконтурную ТУК без промперегрева в которую дополнительно введены элементы судового пропульсивного комплекса. В данной схеме на пропульсивной комплекс (т.е. на винт) работает ГТД и паровая турбина (ПТ1). Вторая паровая турбина (ПТ2) работает на электрогенератор и поэтому называется турбогенератором. Из паровой турбины работающий на пропульсивный комплекс (ПТ1) отбирается пар который подаётся в деаэратор и на общесудовые нужды. Суть работы этой схемы заключается в том что теплота уходящих газов из ГТД используется в котле утилизаторе для выработки пара который срабатывается в паровой турбине и турбогенераторе.
Численные исходные данные.
Эффективная мощность ГТД:
Мощность турбогенератора:
Температура в камера сгорания ГТД:
Обзор морских ГТД фирмы General Electric.
1. Обзор двигателя LM 500.
LM 500 – это двухвальная газовая турбина простого цикла со свободной силовой турбиной. Турбина компрессора – двухступенчатая воздухоохлаждаемая. Компрессор оснащен вращающемся направляющим аппаратом (ВНА) с поворотными лопатками. Кроме этого направляющие аппараты пяти первых ступеней компрессора тоже являются поворотными. Камера сгорания – кольцевая. Свободная силовая турбина имеет четыре ступени.
Основные характеристики LM 500:
Номинальная мощность(Ne) = 4470 МВт.
Степень повышения давления() = 145.
Расход газа ()= 163 кгс.
Температура газа после турбины () =
Удельный расход топлива = 0277 кгкВт*час
Тепловая мощность () =11520 кДжкВт*час
Частота вращения () = 7000 обмин.
Массогабаритные характеристики LM 500:
Массогабаритные характеристики LM 500 вместе с плитой основания и входными и выходными патрубками для подвода и отвода рабочего тела:
Турбина LM-500 устанавливается на корабли в комплекте с плитой основания и входными и выходными патрубками для подвода и отвода рабочего тела (картинка справа) поэтому даются массогабаритные характеристики установки LM 500 со всеми этими деталями:
(Площадь входного патрубка 112 м^2. Площадь выхлопного патрубка 065 м^2).
Турбина LM-500 применяется в качестве двигателя на многоцелевых патрульных катерах проекта “Stanflex 300” военно-морских сил Дании. Японские военно-морские силы используют установку как двигатель на своих кораблях класса PG с подводными крыльями и на новых патрульных катерах. Кроме этого турбина LM 500 может использоваться для привода электрогенератора с мощностью 42 МВт (смотри картинку на сл. стр.):
2. Обзор двигателя LM 1600.
LM 1600 – это двухвальная морская газовая турбина простого цикла со свободной силовой турбиной. Турбина компрессора – двухступенчатая воздухоохлаждаемая. Компрессор имеет десять ступеней причем первые две ступени имеют поворотные направляющие лопатки. Камера сгорания – кольцевая. Свободная силовая турбина имеет две ступени.
Основные характеристики LM 1600:
Номинальная мощность(Ne) = 14920 МВт.
Степень повышения давления() = 22.
Расход газа ()= 473 кгс.
Температура газа после турбины () =
Удельный расход топлива = 0235 кгкВт*ч.
Тепловая мощность () =9801 кДжкВт*час
Массогабаритные характеристики LM 1600:
Массогабаритные характеристики LM 1600 вместе со вспомогательными деталями (входными и выходными патрубками и т.п.):
(Площадь входного патрубка = 19 м^2. Площадь выхлопного патрубка = 288 м^2.)
Турбина LM 1600 используется в качестве двигателя на быстроходных паромах роскошных быстроходных яхтах и на боевых кораблях.
3. Обзор двигателя LM 2500.
LM 2500 – это двухвальная морская газовая турбина простого цикла со свободной силовой турбиной. Турбина компрессора – двухступенчатая воздухоохлаждаемая. Компрессор имеет шестнадцать ступеней и вращающейся направляющий аппарат причем лопатки вращающегося направляющего аппарата являются поворотными и семь первых ступеней компрессора имеют поворотные направляющие лопатки. Свободная силовая турбина имеет шесть ступеней.
Основные характеристики LM 2500:
Номинальная мощность(Ne) = 25060 МВт.
Степень повышения давления() = 18.
Расход газа ()= 705 кгс.
Удельный расход топлива = 0233 кгкВт*ч.
Тепловая мощность () =9705 кДжкВт*час
Частота вращения () = 3600 обмин.
Массогабаритные характеристики LM 2500:
Массогабаритные характеристики LM 2500 вместе со вспомогательными деталями (входными и выходными патрубками и т.п.(LM 2500 module)):
Турбина LM 2500 используется для привода электрогенератора мощностью 25050 МВт. Электроэнергия генератора может использоваться либо на электроприводную пропульсивную установку (так поступают американские военно-морские силы на кораблях построенных по программе” DDX” и японские военно-морские силы на кораблях типа “Asuka”) либо электроэнергия тратится и на привод пропульсивной установки и на нужды корабельной электросети (так делают в круизных лайнерах).
4. Обзор двигателя LM 2500 + .
LM 2500 + - это морская газовая турбина которая сделана на базе морской турбины LM 2500 поэтому турбина LM 2500 + тоже является двухвальной морской газовой турбиной простого цикла со свободной силовой турбиной. Главное отличие между двумя двигателями заключается в том что в компрессоре турбины LM 2500 + в первой ступени компрессора перед венцом рабочих лопаток добавлен еще один “нулевой” венец рабочих лопаток компрессора. Этот “нулевой” венец рабочих лопаток увеличивает расход засасываемого компрессором воздуха примерно на 20%. Кроме этого отличием между LM 2500+ и LM 2500 является то что компрессор LM 2500+ имеет девятнадцать ступеней. Камера сгорания в LM 2500 + - кольцевая. Турбина компрессора осталась такой же – двухступенчатой воздухоохлаждаемой. Свободная силовая турбина также осталось шестиступенчатой но имеется и отличие: профиля первой и последней ступеней силовой турбины были оптимизированы с точки зрения аэродинамики. Все перечисленные выше отличия позволяют турбине LM 2500 + иметь большую мощность и лучшую эффективность по сравнению с турбиной LM 2500.
Основные характеристики LM 2500 +:
Номинальная мощность(Ne) = 302 МВт.
Степень повышения давления() = 231.
Расход газа ()= 859 кгс.
Удельный расход топлива = 0221 кгкВт*ч.
Тепловая мощность () =9227 кДжкВт*час
Массогабаритные характеристики LM 2500+:
20290274955Массогабаритные характеристики LM 2500+ вместе со вспомогательными деталями (входными и выходными патрубками и т.п.(LM 2500+ module)):
(Площадь входного патрубка 535 м^2. Площадь выхлопного патрубка 33 м^2.)
Турбина LM 2500 + используется точно так же как и турбина LM 2500 т.е. LM 2500 + это более качественный аналог турбины LM 2500. Поэтому в основном просто повторим то что написано в применении турбины LM 2500: турбина LM 2500+ используется для привода электрогенератора мощностью 29 МВт. Электроэнергия генератора может использоваться либо на электроприводную пропульсивную установку (так поступают американские военно-морские силы на кораблях построенных по программе” DDX” и японские военно-морские силы на кораблях типа “Asuka”) либо электроэнергия тратится и на привод пропульсивной установки и на нужды корабельной электросети (так делают в круизных лайнерах).
5. Обзор двигателя LM 2500 + G4.
Турбина LM 2500 + G4 – это турбина построенная на основе серии турбин LM 2500 (турбины LM 2500; LM 2500 +). Чтобы отразить факт того что турбина LM 2500 + G4 проектировалась с учетом опыта прошлых турбин серии LM 2500 было придумано что турбина LM 2500 + G4 относится к четвертому поколению турбин (а турбины LM 2500 + и LM 2500 относятся к третьему и второму поколению турбин соответственно). Так как турбина LM 2500 + G4 построена на основе турбин серии LM 2500 то она тоже как и все турбины серии является двухвальной морской газовой турбиной простого цикла со свободной силовой турбиной. Турбина LM 2500 + G4 отличается от турбины LM 2500 + следующим:
Переделаны лопатки вращающегося направляющего аппарата и рабочие лопатки “нулевого” венца компрессора (про “нулевой” венец смотри в описании LM 2500 +).
Повышен срок службы компрессора путем выбора других материалов для изготовления компрессора.
Переделаны рабочие лопатки первой ступени турбины компрессора. В результате чего улучшилось охлаждение турбин и слой препятствующий окислению лопаток.
Были переделаны материалы и охлаждение форсунок камеры сгорания. В результате чего форсунки будут дольше работать.
Основные характеристики LM 2500 + G4:
Номинальная мощность(Ne) = 3532 МВт.
Степень повышения давления() = 242.
Расход газа ()= 93 кгс.
Тепловая мощность () =91509 кДжкВт*час
Массогабаритные характеристики LM 2500 + G4:
Массогабаритные характеристики LM 2500+G4 вместе со вспомогательными деталями (входными и выходными патрубками и т.п.(LM 2500+G4 module)):
(Площадь входного патрубка 53 м^2. Площадь выхлопного патрубка 334 м^2.)
Турбина LM 2500 + G4 на фрегатах итальянских и французских военно-морских сил точно так же как и все турбины серии LM 2500.
6. Обзор двигателя LM 6000.
LM 6000 – это двухвальная морская газовая турбина простого цикла без свободной силовой турбины то есть первый вал на котором расположен турбокомпрессор прямо ( механически) соединен с валом на котором расположена силовая турбина. Эта особенность конструкции была взята с авиационной турбины CF6-80С2. Такая конструкция позволяет более экономно использовать пространство – турбина становится меньше в размерах. В компрессоре установлен вращающейся направляющий аппарат с поворотными лопатками. Кроме этого в компрессоре поворотными являются и направляющие лопатки ступеней причем направляющие лопатки ступеней компрессора и лопатки ВНА могут поворачиваться независимо друг от друга. Еще одной особенностью турбины LM 6000 то что редуктор тут не требуется.
Основные характеристики LM 6000:
Номинальная мощность(Ne) = 447 МВт.
Степень повышения давления () = нет данных.
Расход газа ()= 130 кгс.
Удельный расход топлива = 0205 кгкВт*ч.
Тепловая мощность () =8564 кДжкВт*час
Массогабаритные характеристики LM 6000:
Массогабаритные характеристики LM 6000 вместе со вспомогательными деталями (входными и выходными патрубками и т.п.(LM 6000 module)):
Турбина LM 6000 используется на боевых кораблях для привода электрогенератора мощностью 428 МВт электроэнергия от которого расходуется на электроприводную пропульсивную установку. Кроме этого турбину LM 6000 используется для привода электрогенератора на судах “Asgard FPSO(Floating Production Storage)”. “Asgard FPSO” - это специальные норвежские суда которые занимаются тем что добывают нефть и газ из месторождения “Asgard” расположенного на территории континентального шельфа Норвегии. Это месторождение было открыто в 1981 году его разработка была начата в 1999 году. Также турбина LM 6000 используется для привода электрогенератора морских буровых платформ добывающих нефть и газ (BHP Douglas Complex.).
1. Исходные данные для расчета ГТД.
Схема ГТД – двухкаскадная схема.
2. Задание исходных данных в программе расчета.
В этом курсовом проекте расчет газотурбинного двигателя делается с помощью специальной компьютерной программы “Ciphara”. Считается что то как нужно считать газотурбинный двигатель студентами уже освоено поэтому алгоритм работы программы приводится не будет. Поэтому ниже будет разъясняться только как задавались в программу расчета данные для расчета.
2.1. Задание состава топлива.
Сначала в программу требуется ввести состав топлива на котором будет работать газотурбинный двигатель. Состав топлива можно ввести следующим образом (смотри картинку):
Такой ввод состава топлива газотурбинного двигателя соответствует составу нормального углеводородного топлива которое и используется в качестве топлива в газотурбинных двигателях.
2.2. Выбор схемы двигателя.
Следующим шагом ввода исходных данных в программу расчета ГТД является ввод типа схемы ГТД и общей информации о ГТД. Все эти данные уже заданы в исходных данных для расчета ГТД. Поэтому в моем случае исходные данные задаются следующим образом:
2.3. Ввод параметров газогенератора и окружающей среды.
На этом этапе ввода исходных данных требуется ввести кпд компрессоров и турбин компрессоров степень повышения давления в компрессоре и параметры окружающей среды.
В общем случае кпд компрессоров и турбин компрессоров известны потому что эти компрессора и турбины компрессоров отдельно проектируются. В случае данного курсового проекта не предполагается отдельно проектировать компрессора и турбины компрессоров поэтому кпд компрессоров и турбин компрессоров задаются исходя из данных уже спроектированных компрессоров и турбин компрессоров. Причем при задании кпд компрессоров и турбин компрессоров нужно учесть что обычно кпд турбин выше кпд компрессоров. Кроме этого еще нужно учесть что кпд турбины компрессора высокого давления обычно ниже кпд турбины компрессора низкого давления а КПД компрессора высокого давления ниже КПД компрессора низкого давления.
Степень повышения давления в компрессоре нужно задать так чтобы обеспечить высокий КПД ГТД и умеренные радиальные размеры турбины т.е. чтобы был умеренный удельный расход воздуха. Чтобы выяснить эту искомую степень повышения давления делается ряд расчетов в которых варьируется степень повышения давления.
Параметры окружающей среды (температура забортной воды температура воздуха влажность воздуха атмосферное давление) в общем случае задаются исходя из того где будет работать судно на котором будет стоять проектируемая судовая комбинированная газопаротурбинная установка. Поэтому исходя из расположения места работы судна задаются температуры воздуха и забортной воды. Атмосферное давление и влажность воздуха задаются исходя из заданной температуры воздуха.
Исходя из всего этого параметры газогенератора и окружающей среды можно задать так:
2.4. Ввод параметров ГТД.
На этом этапе ввода данных в программу для расчета ГТД требуется ввести относительный расход воздуха на охлаждение турбин кпд силовой турбины механический кпд турбокомпрессора и кпд камеры сгорания (а сопротивлением газовоздушных трактов мы пренебрегаем).
Относительный расход воздуха на охлаждение турбин задают на основании заданной температуры в камере сгорания () т.е. чем выше температура тем больший относительный расход на охлаждение нужно задать.
КПД силовой турбины в общем случае известен потому что силовую турбину отдельно проектируют. В случае же данного курсового проекта силовая турбина отдельно не проектируется поэтому её кпд силовой турбины задается основываясь на данных уже спроектированных турбин. Причем при принятии его значения необходимо учесть что силовая турбина обычно имеет самый высокий кпд по сравнению с другими турбинами установки.
Механический КПД силовой турбины в общем случае известен потому что силовую турбину отдельно проектируют. В случае же данного курсового проекта силовая турбина отдельно не проектируется поэтому её механический кпд силовой турбины задаётся основываясь на данных уже спроектированных турбин.
КПД камеры сгорания в общем случае известен потому что силовую камера сгорания отдельно проектируют. В случае же данного курсового проекта камера сгорания не проектируется поэтому её кпд задается основываясь на данных уже спроектированных камер сгорания.
Исходя из всего этого параметры ГТД можно задать так(смотри картинку на сл. стр.):
3. Выбор степени повышения давления в компрессоре.
КПД ГТД и радиальные размеры ГТД (т.е. удельный расход воздуха) зависят от степени повышения давления в компрессоре. При расчете ГТД требуется выяснить наиболее оптимальную степень повышения давления в компрессоре при которой ГТД будет иметь высокий кпд и минимальные радиальные размеры. Для этого производится ряд расчетов ГТД в которых варьируется степень повышения давления в компрессоре ( а все остальные исходные данные остаются постоянными). По результатам этих расчетов строится график зависимости кпд ГТД от степени повышения давления и удельного расхода воздуха:
После этого используя построенный график выбирается наиболее оптимальная степень повышения давления в компрессоре. В данном случае я выбрал .
4. Результаты расчета ГТД при выбранной степени повышения давления в компрессоре.
Приведем результат расчета ГТД при :
РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ЦИКЛА
Параметры в характерных точках цикла :
температура [K] давление [MPa] энтальпия [KJKg] энтропия [KJKg]
: 288.1 0.1000 288.2 2.3620
a: 446.2 0.4000 447.9 2.4059
: 733.4 2.0000 749.3 2.4650
r: 733.4 2.0000 749.3 2.4650
: 1573.2 2.0000 1790.1 3.5054
a: 1293.8 0.7358 1437.1 3.5469
: 1142.1 0.3994 1250.1 3.5694
: 848.8 0.1000 901.5 3.6160
a: 848.8 0.1000 901.5 3.6160
ОБЩИЕ ПАРАМЕТРЫ ЦИКЛА
Общая степень повышения давления в цикле ГТД = 20.000
КПД ГТД = 0.3331 Расход Топлива ГТД = 2.1384 [Kgc]
Расход газа = 87.794 [Kgc]; Расход Топлива общий = 2.1384 [Kgc]
Теоретически необход. кол-во воздуха L00= 14.380 [KGKG]
Теплотворная способность топлива Q_P_H= 42114.0 [KJKG]
Коэффициенты избытка воздуха за КС #1= 3.276 за КС #2 = 3.277
Cтепень охл.воздуха между К1 и К2: ColdAir=(t2a-t1a)(t2a-twcold) =0.000
Cтепень регенерации в цикле ГТД: RegenGas=(e5a-e5)(e5-e2)=0.000
Cтепень повышения температуры во 2 KC: T5_3a=(T3a-T5)(T3-T5)=0.000
3331 - КПД Установки нетто
2566 - [Kg(KVt*h)] Удельный расход топлива
5353 - [Kg(KVt*h)] Удельный расход газа
00000 - [KJKJ] Удельный расход тепла внешним потребителям
000 - [MVt] Произведенная Мощность
000 - [MVt] Полезная Мощность
000 - [MVt] Мощность ГТД
000 - [MVt] Мощность паровых турбин (общая)
1. Расчет основных параметров ТУК.
2. Расчет мощностей вспомогательных механизмов.
3. Выбор электродвигателей для вспомогательных механизмов.
4. Определение КПД КГПТУ
5. Изображение рабочих процессов в ГТД и ТУК.
Список использованной литературы
Лихачев В.Л. Электротехника. Справочник. Том 2.- М.: СОЛОН-Пресс 2003.-448 с.
Курзон А.Г. Маслов Л.А. Судовые турбинные установки: Учебное пособие.- Л.: Судостроение 1991.-192с.
Тихомиров Б.А. Комбинированные газопаротурбинные установки: Учебное пособие. – СПБ: СПБ ГМТУ 2005. – 42с.
Тихомиров Б.А. Комбинированные газопаротурбинные установки: Методические указания к курсовому проекту.- СПБ: СПБ ГМТУ 2003. – 8с.

otchet2.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра турбин и турбинных установок
Отчет по практической работе №2:
Расчет точечных оценок показателей безотказности сложных технических объектов
TOC o "1-3" h z u 1. Задание и исходные данные. PAGEREF _Toc341815317 h 3
1. Задание. PAGEREF _Toc341815318 h 3
2. Исходные данные. PAGEREF _Toc341815319 h 3
Расчет статистических оценок вариационного ряда и построение гистограммы по исходным данным. PAGEREF _Toc341815320 h 4
Проверка экспоненциального закона. PAGEREF _Toc341815321 h 5
Проверка нормального закона. PAGEREF _Toc341815322 h 7
Проверка Вейбуловского закона. PAGEREF _Toc341815323 h 8
Задание и исходные данные.
Рассчитать статические оценки вариационного ряда и построить гистограмму по исходным данным.
Проверить соответствие этой гистограмме экспоненциальный закон распределения.
Проверить соответствие этой гистограмме нормальный закон распределения.
Проверить соответствие этой гистограмме Вейбуловского закона распределения.
Номер интервала наблюдения
Расчет статистических оценок вариационного ряда и построение гистограммы по исходным данным.
Исходная информация: выборка чисел (матрица А) представляющих собой наработки объектов и соответствующие количества отказов при этих наработках.
Вычисление средней наработки на отказ и среднеквадратического отклонения:
(величина d =ti соответствует наработке в классе с наибольшим
количеством отказов)
(параметр b равен ширине интервала между соседними классами наработок)
Cреднее значение наработки на отказ:
Cреднеквадратическое отклонение:
Построение гистограммы по исходным данным:
Проверка экспоненциального закона.
Число отказов при зафиксированных наработках объектов в случае экспоненциального закона распределения равно:
Гистограмма частот отказов при экспоненциальном законе распределения:
Критерий Хи-квадрат Пирсона при гипотезе экспоненциального закона распределения наработок до отказа:
; - число степеней свободы
Доверительная вероятность:
Квантиль Хи -квадрат распределения при вероятности равен .
Вывод: Сравнение вычисленного значения критерия и значения квантили показывает что вычисленное значение меньше. Это позволяет сделать вывод о том что гипотеза экспоненциального закона распределения наработок до отказа может быть принята с вероятностью 095.
Проверка нормального закона.
Число отказов при зафиксированных наработках объектов при нормальном законе распределения равно:
Гистограмма частот отказов при нормальном законе распределения:
Вычисление критерия Хи-квадрат Пирсона при гипотезе нормального закона распределения наработок до отказа:
Доверительная вероятность :
Квантиль Хи -квадрат распределения при вероятности равна
Расчётное значение критерия:
Вывод: Сравнение вычисленного значения критерия и значения квантили показывает что вычисленное значение меньше. Это позволяет сделать вывод о том что распределение отказов в анализируемой выборке наработок до отказа гипотеза нормального закона может быть принята с уровнем доверия 095.
Проверка Вейбуловского закона.
Параметры закона Вейбулла:
Коэффициент вариации:
Параметр формы в распределении Вейбулла находятся по одной из формул: при коэффициенте вариации меньше единицы первая формула а в противном случае - вторая.
Параметр масштаба в распределении Вейбулла:
Вероятность попадания случайной величины в заданный интервал при распределении Вейбулла находится по формуле:
Число отказов в выделенных интервалах наработки объекта при законе Вейбулла равно:
Гистограмма при распределении наработок до отказа по закону Вейбулла:
Вычисление критерия Хи-квадрат Пирсона при законе распределения наработок до отказа соответствующего распределению Вейбулла :
; - число степеней свободы.
Доверительная вероятность:
Квантиль Хи - квадрат распределения при вероятности и числе степеней свободы равна :.
Вывод: Сравнение вычисленного значения критерия и значения квантили показывает что вычисленное значение меньше. Это позволяет сделать вывод о том что распределение отказов в анализируемой выборке наработок до отказа не противоречит закону Вейбулла. Вывод сделан с уровнем доверия 095.
Распределение наработок до отказа для группы анализируемых объектов
может быть представлено закон Вейбулла с параметрами
и формы при доверительной вероятности = 095
Причинами отказов могут быть:
- нарушение уровня функционирования из-за постепенного изменения параметров объекта;
- исчерпание запасов прочности узлов ресурс которых определяется износом;
-исчерпание долговечности узлов элементов и деталей которым предусмотрен плановый капитальный ремонт;
-наработка до предельного состояния невосстанавливаемых элементов;
- отказ элементов из-за механического разрушения деталей
-вследствие накопления усталостных повреждений

01.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра судовых турбин и турбинных установок
Расчет системы автоматического регулирования ГТД для поддержания частоты вращения ГТД.
TOC o "1-3" h z u 1. Номер варианта исходные данные для расчета и цель работы. PAGEREF _Toc324539396 h 4
Расчет клапана для регулирования подачи топлива. PAGEREF _Toc324539397 h 4
1. Расчет расходов топлива. PAGEREF _Toc324539398 h 4
1.1. Расчет расхода топлива на номинальном режиме работы ГТД. PAGEREF _Toc324539399 h 4
1.2. Расчет расхода топлива на максимальном режиме работы ГТД. PAGEREF _Toc324539400 h 4
1.3. Расчет расхода топлива проходящего через регулирующий клапан на максимальном режиме. PAGEREF _Toc324539401 h 5
1.4. Расчет расхода топлива проходящего через регулирующий клапан на номинальном режиме. PAGEREF _Toc324539402 h 5
1.5. Зависимость мощности ГТД от расхода топлива. PAGEREF _Toc324539403 h 5
2. Расчет расходной характеристики регулирующего клапана. PAGEREF _Toc324539404 h 6
2.1. Выбор типа клапана. PAGEREF _Toc324539405 h 6
2.2. Расчет отношения давлений за регулирующим клапаном. PAGEREF _Toc324539406 h 6
2.3. Расчет критического отношения давлений за регулирующим клапаном. PAGEREF _Toc324539407 h 7
2.4. Определение характера истечения газа-топлива через регулирующий клапан. PAGEREF _Toc324539408 h 7
2.5. Расчет диаметра и площади регулирующего клапана соответствующему полностью открытому клапану. PAGEREF _Toc324539409 h 7
2.6. Определение максимального смещения клапана (определение ) и наружного диаметра конуса седла регулирующего клапана. PAGEREF _Toc324539410 h 7
2.7. Определение расходов топлива проходящего через клапан при промежуточных положениях клапана. PAGEREF _Toc324539411 h 8
2.8. Графики изменения расхода топлива от положения клапана. PAGEREF _Toc324539412 h 9
2.9. Чертеж спроектированного топливного клапана. PAGEREF _Toc324539413 h 10
3. Расчет усилий на регулирующий клапан от потока газа-топлива. PAGEREF _Toc324539414 h 11
3.1. Взаимное расположение седла и репки клапана при различных положениях . PAGEREF _Toc324539415 h 11
3.2. Расчет усилий при полностью закрытом клапане. PAGEREF _Toc324539416 h 12
3.4. Расчет усилий при наполовину открытом клапане . PAGEREF _Toc324539417 h 12
3.5. График зависимости усилий на клапане в зависимости от его положения. PAGEREF _Toc324539418 h 13
Схема регулирования. PAGEREF _Toc324539419 h 13
1. Выбор схемы регулирования PAGEREF _Toc324539420 h 13
2. Схема выбранной схемы регулирования. PAGEREF _Toc324539421 h 15
3. Зависимость усилий получаемых золотником от его смещения. PAGEREF _Toc324539422 h 16
Гидродинамический датчик скорости. PAGEREF _Toc324539423 h 17
1. Принципиальная конструкция регулятора скорости. PAGEREF _Toc324539424 h 22
Расчет одностороннего сервомотора с регулятором скорости PAGEREF _Toc324539425 h 23
1. Конструкция СМ. PAGEREF _Toc324539426 h 26
Золотник (гидравлические связи). PAGEREF _Toc324539427 h 27
1. Конструкция золотника PAGEREF _Toc324539428 h 31
Построение статической характеристики САР. PAGEREF _Toc324539429 h 32
Статическая характеристика САР. PAGEREF _Toc324539430 h 33
Номер варианта исходные данные для расчета и цель работы.
Номер варианта задания
Мощность ГТД (номинальная)
Удельный расход топлива
Есть свободная силовая турбина.
Номинальное давление ГМН
Номинальное давление за импеллером
Связи между узлами САР
Давление газа-топлива
Гидр. сопротив. форсунок на ном. режиме
Газовая постоянная для метана
Цель работы – спроектировать систему автоматического регулирования для поддержания частоты вращения ГТД.
Расчет клапана для регулирования подачи топлива.
1. Расчет расходов топлива.
1.1. Расчет расхода топлива на номинальном режиме работы ГТД.
Номинальная мощность ГТД: .
Удельный расход топлива: .
Тогда получится такой расход топлива на номинальном режиме:
1.2. Расчет расхода топлива на максимальном режиме работы ГТД.
За максимальный режим работы ГТД принимается режим у которого мощность больше номинальной мощности на 5%. Так как мощность прямо пропорциональна расходу топлива то расход топлива на максимальном режиме найдется так:
1.3. Расчет расхода топлива проходящего через регулирующий клапан на максимальном режиме.
Регулирующий клапан – это клапан который вместе с пусковым клапаном регулирует режим работы ГТД (т.е. её мощность). Через пусковой клапан всегда протекает количество топлива равное 25% от номинального расхода топлива. Такое количество топлива обеспечивает минимально необходимую мощность необходимую чтобы крутить компрессор. Если мощность ГТД будет ниже этой минимальной необходимой мощности то компрессор перестанет крутиться из-за этого воздух перестанет засасываться вследствие чего перестанет течь рабочее тело прекратиться процесс горения в камере сгорания и ГТД полностью остановится. Поэтому чтобы случайно не нарегулировать режим у которого мощность будет ниже мощности необходимой для вращения компрессора расход соответствующий этой минимальной мощности (мощности холостого хода) пускают через пусковой клапан который при регулировании турбины не трогают а все остальные режимы получают путем управления регулирующим клапаном. Учитывая это расход через регулирующий клапан на максимальном режиме работы ГТД найдется так:
1.4. Расчет расхода топлива проходящего через регулирующий клапан на номинальном режиме.
Учитывая то что мощность на максимальном режиме больше мощности на номинальном режиме на 5% и то что мощность прямо пропорциональна расходу топлива расход топлива через регулирующий клапан на номинальном режиме найдется так:
1.5. Зависимость мощности ГТД от расхода топлива.
(На графике расход холостого хода найден так:
Мощность на максимальном режиме работы ГТД:
2. Расчет расходной характеристики регулирующего клапана.
2.1. Выбор типа клапана.
Тип клапана выбирается по максимальному расходу топлива проходящему в регулирующем клапане. В моем случае поэтому выбираем второй тип клапана – игольчатый клапан.
2.2. Расчет отношения давлений за регулирующим клапаном.
Давление газа-топлива: .
Давление потока в камере сгорания (номинальное давление за импеллером): .
Гидравлическое сопротивление форсунок:
Тогда давление газа-топлива за регулирующим клапаном определится так:
Соответственно отношение давлений будет равно:
2.3. Расчет критического отношения давлений за регулирующим клапаном.
Показатель адиабаты: k=13.
2.4. Определение характера истечения газа-топлива через регулирующий клапан.
на всех режимах будет критическое истечение
газа-топливарасход газа-топлива будет прямо пропорционален минимальной проходной площади регулирующего клапана.
2.5. Расчет диаметра и площади регулирующего клапана соответствующему полностью открытому клапану.
При полностью открытом регулирующем клапане расход через клапан определяется площадью отверстия диаметром d и параметрами потока перед регулирующим клапаном:
Плотность газа-топлива на входе в клапан в этом уравнении определяется из уравнения состояния для идеального газа:
Теперь определяем диаметр отверстия при полностью открытом клапане:
Округляем d до d=13 мм.
Тогда получится следующая проходная площадь:
Из-за округления нужно уточнить максимальный расход который можно пропустить через регулирующий клапан:
2.6. Определение максимального смещения клапана (определение ) и наружного диаметра конуса седла регулирующего клапана.
Для определения сначала нужно определить :
определяется из условия:
Из двух получившихся корней выбираем один: .
2.7. Определение расходов топлива проходящего через клапан при промежуточных положениях клапана.
Расходы топлива при промежуточных положениях клапана определится следующим образом (примем что положений клапана будет 8 штук):
Оформим расчет в таблице ( на следующей странице):
2.8. Графики изменения расхода топлива от положения клапана.
2.9. Чертеж спроектированного топливного клапана.
3. Расчет усилий на регулирующий клапан от потока газа-топлива.
3.1. Взаимное расположение седла и репки клапана при различных положениях .
3.2. Расчет усилий при полностью закрытом клапане.
3.3. Расчет усилий при полностью открытом клапане .
3.4. Расчет усилий при наполовину открытом клапане .
3.5. График зависимости усилий на клапане в зависимости от его положения.
Схема регулирования.
1. Выбор схемы регулирования
Выбор схемы регулирования ГТД выбирается на основе расчета усилий действующих на регулирующий клапан. Расчет усилий действующий на регулирующий клапан (выполненный в пункте 2) показывает что их величина не велика (около 83 кгс). В этом случае можно обойтись без двойного усиления сигнала и применить сервомотор с проточным золотником. Поэтому из двух представленных схем (в пособии к курсовой работе) выбирается схема регулирования с переменным сечением дроссельной шайбы.
2. Схема выбранной схемы регулирования.
3. Зависимость усилий получаемых золотником от его смещения.
Эту зависимость получают используя баланс расходов масла в золотнике. Баланс расходов масла в золотнике имеет вид:
Далее задаем ряд значений и рассчитываем ряд значений . Оформим все это в таблице:
По этой таблице строим график зависимости усилий получаемых золотником от его смещения:
Далее анализируя этот график выбирается участок на котором будет регулироваться сервомотор с золотником. Участок должен быть как можно больше линейным. В данном случае выбирается участок . Линейная аппроксимация в этом случае имеет вид: c отклонением менее 15%. Подставляя в эту аппроксимацию крайние точки относительного смещения выбранного участка для регулирования золотника с сервомотором получаем что в диапазоне давлений от до требуется чтобы сервомотор обеспечил полный ход клапана .
Гидродинамический датчик скорости.
В нашем случае используется импеллер представляющий собой центробежный масляный насос и используется только как датчик частоты вращения. Поэтому для предотвращения вскипания масла предусмотрен сброс части масла через шайбу. Напорная линия давления после импеллера действует на поршень датчика частоты вращения вала. В противоположном направлении на поршень датчика действует усилие от пружины и давление масла подводимого к импеллеру. При установившейся частоте вращения поршень находится в равновесии а при изменении частоты вращения перемещается вследствие изменения напора до тех пор пока не будет достигнуто равновесие сил на новом установившемся режиме. Своим штоком датчик через соединительную муфту регулятора скорости перемещает золотник изменяющий давление масла управления и тем самым с помощью сервомотора изменяется положение клапана.
Напор импеллера пропорционален квадрату частоты вращения:
При изменении частоты вращения соответствующей требуемой степени неравномерности изменение напора равно:
на номинальном режиме примем 5%.
Тогда: на номинальном режиме.
Величина обеспечивающая перемещение муфты регулятора скорости соответствующее полному ходу регулирующего клапана остается постоянной для всех переменных режимов работы.
Исходя из этого и выполнив необходимые алгебраические действия:
поддерживаемая частота вращения на номинальном режиме
поддерживаемая частота вращения на переменном режиме
степень неравномерности на i-ом режиме
неравномерность частоты вращения на i-ом режиме.
Перестановочная сила гидродинамического датчика для обеспечения высокой чувствительности согласно заводскому опыту должна превосходить 300 Н. Поэтому примем .
Используя это находим площадь поршня регулятора скорости:
Далее используя выражение находим что:
Затем выбирается жесткость пружины. Жесткость пружины выбирается по величине хода поршня соответствующего неравномерности регулирования. Эта величина выбирается обычно не менее 2 мм так как возможны помехи перемещения из-за пульсаций давления в импеллере тепловых расширений и других причин.
Исходя из этого примем величину хода поршня:
Тогда жесткость пружины регулятора скорости определится так:
Далее требуется посчитать пружину на прочность.
Для этого вычисляется усилие на поршень при номинальном режиме:
С помощью усилия на номинальном режиме вычисляется предельное (до соприкосновения витков) усилие на поршень для обеспечения линейной зависимости хода поршня от усилия:
Далее рассчитывается усилие на поршень на режиме холостого хода:
Затем из справочников берутся допускаемые касательные напряжения для пружины и её модуль сдвига. В данном случае выбраны следующие параметры:
Допускаемые касательные напряжения: .
Расчет прочности пружины делается по формуле:
Коэффициент запаса К принимается равным 15 для того чтобы фактические касательные напряжения были меньше допускаемых. С учетом этого получим выражение связывающее диаметр проволоки со средним диаметром пружины . Задаваясь будем получать различные пружины удовлетворяющие условиям прочности. Записываем теперь условие прочности для нашего случая:
Далее в результате вариантных расчетов (задания ) получено:
Теперь вычисляем индекс пружины:
Поэтому пружины с индексом меньше 4-х применять не следует.
Число витков пружины определяется её жесткостью:
Полное число витков равно сумме рабочих и “мертвых” витков:
Далее задается угол подъема витков ненагруженной пружины из диапазона 6 – 9 градусов поэтому задаем .
Длина сжатой пружины до соприкосновения:
Длина ненагруженной пружины:
Относительная длина пружины:
Для обеспечения устойчивости сжатия это отношение должно быть меньше пяти.
Т.о. нижняя регулируемая частота вращения когда регулирующий клапан вступает в работу равна 06 от номинальной и усилие от пружины равное силе от давления масла импеллера на поршень равно .
Это обеспечивается сжатием пружины на величину . Вычислим её:
А длина пружины становится равной:
Букса золотника на этом режиме занимает крайнее верхнее расположение.
При поддержании номинальной частоты вращения поршень действует на пружину с силой и сжимает её на величину при этом .
Для поддержания частоты букса золотника с помощью механизма должна быть передвинута вниз на величину равную .
Т.о. перемещая буксу золотника вниз от её положения на режиме холостого хода мы будем увеличивать давление масла управления и открывать топливный клапан с сопутствующим увеличением мощности и частоты вращения роторов ГТД. Каждому фиксированному промежуточному положению буксы будут соответствовать свои фиксированные обороты точность поддержания которых определяется степенью неравномерности системы автоматического регулирования.
Оценим динамические характеристики регулятора скорости:
Пусть произойдет перемещение системы поршень регулятора скорости – золотник сервомотора на величину за время 01 сек.подвижных частей системы равна 49 кг. Ускорение подвижных частей найдем из следующих зависимостей:
Откуда ускорение равно:
Сила инерции получилась в 160 раз меньше перестановочного усилия.
Теперь оцениваем другую динамическую характеристику – постоянную времени разгона.
Для современных паровых турбин постоянная времени разгона ротора лежит в пределах: . Следовательно время 01 сек для оценки сил инерции выбрано с большим запасом.
Определим время срабатывания регулятора скорости из-за заполнения объема при перемещении поршня на величину .
Объем масла который засасывает поршень при своем ходе: . Если импеллер как центробежный насос способен увеличивать расход на то получим время движения поршня: . Допустим что наш импеллер спроектирован так что . Тогда: .
В связи с изложенным выше поршневой регулятор скорости в динамическом отношении можно считать идеальным.
1. Принципиальная конструкция регулятора скорости.
Расчет одностороннего сервомотора с регулятором скорости
Усилия от регулирующего клапана: при и . Размах усилия: .
Давление силового масла:
Давления масла управления:;
Примем усилие регулирующего клапана:
Активная площадь клапана:
Примем окончательно и тогда окончательная активная площадь поршня будет равна:
Примем усилие прижатия регулирующего клапана при равным 830 Н.
Тогда начальный натяг пружины получится равным:
Условие равновесия сил при полностью открытом клапане имеет вид:
Предельное до соприкосновения витков пружины усилие:
Теперь выполним расчет основных размеров пружины выполним по формулам:
Средний диаметр пружины:
Число витков пружины:
Теперь задаваясь диаметром проволоки пружины выполним ряд расчетов. Оформим все это в таблице:
По этой таблице выбираем
Теперь уточним жесткость пружины:
Далее рассчитываем полное количество витков пружины:
Длина сжатой пружины до соприкосновения:
Построение характеристики сервомотора:
Золотник (гидравлические связи).
Из расчета СМ имеем при : и при :. Соответствующие значения получаемые из уравнения равным соответственно 02465 и 07911. Этим значениям должно соответствовать перемещение от РС от до . Поскольку муфта РС жестко связана с золотником: . Из этих соображений имеем:
Изобразим положение золотника относительно буксы при закрытом и при полностью открытом регулирующем клапане:
Определим площадь золотника для мгновенного сброса нагрузки. Временем перемещения РС –пренебрежем. Пренебрежем также силами инерции подвижных частей СМ. Тогда постоянная времени CМ зависит только от времени опорожнения полости СМ от масла под действием пружины т.е. от перепада давлений на окнах золотника и объема полости под поршнем золотника.
При мгновенном сбросе нагрузки при полностью открытом РК величина изменится от до.
Среднее значение тогда будет равно:
Постоянная времени СМ паровых турбин согласно опыту равна: .
Постоянна времени СМ ГТД из-за малых размеров равна:
При этих данных площадь окна золотника равна:
Ширина окна золотника:
Окно золотника может быть выполнено лишь на части окружности буксы. Для обеспечения жесткости буксы центральный угол желательно иметь меньшим 180 градусов. С другой стороны центральный угол окна должен быть больше 30 градусов во избежание чрезмерно острых кромок после фрезерования. Примем центральный угол равным 45 градусов. Тогда диаметр буксы будет равен:
Размер “a” подбирается по ширине фрезы. Например имеем фрезу шириной 146 мм. Тогда
Поясним все это картинкой:
Далее рассчитываем перемещение буксы золотника осуществляемое механизмом управления:
1. Конструкция золотника
Построение статической характеристики САР.
Дополним ранее полученные материалы следующими таблицами:
Статическая характеристика САР.

otchet3.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра турбин и турбинных установок
Отчет по практической работе №3:
Оценка технического состояния турбинных установок на основе анализа трендов параметров
TOC o "1-3" h z u 1. Задание и исходные данные для расчета. PAGEREF _Toc342849931 h 3
1. Задание. PAGEREF _Toc342849932 h 3
2. Исходные данные. PAGEREF _Toc342849933 h 3
Формирование математических моделей для оценки работоспособности ГТУ по эксплуатационным параметрам. PAGEREF _Toc342849934 h 4
1. Формирование линейных однопараметрических моделей. PAGEREF _Toc342849935 h 4
1.1. Линейная зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД. PAGEREF _Toc342849936 h 4
1.2. Линейная зависимость частоты вращения КНД от температуры выхлопа. PAGEREF _Toc342849937 h 5
2. Формирование линейной двухпараметрической модели (Зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД и от температуры выхлопа). PAGEREF _Toc342849938 h 6
3. Формирование нелинейных однопараметрических моделей. PAGEREF _Toc342849939 h 7
3.1. Зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД. PAGEREF _Toc342849940 h 7
3.2. Зависимость частоты вращения КНД от температуры выхлопа. PAGEREF _Toc342849941 h 7
4. Формирование нелинейной двухпараметрической модели (Зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД и от температуры выхлопа). PAGEREF _Toc342849942 h 8
Выбор математической модели наиболее адекватно описывающей процесс изменения параметров. PAGEREF _Toc342849943 h 8
1. Выбор модели. PAGEREF _Toc342849944 h 8
2. Графическое изображение выбранной модели. PAGEREF _Toc342849945 h 9
Параметрическое диагностирование ГТУ с использованием выбранной модели. PAGEREF _Toc342849946 h 9
1. Общая информация. PAGEREF _Toc342849947 h 9
2. Параметрическое диагностирование PAGEREF _Toc342849948 h 10
Список использованной литературы. PAGEREF _Toc342849949 h 13
Задание и исходные данные для расчета.
Формирование математических моделей для оценки работоспособности ГТУ по эксплуатационным параметрам.
Выбор математической модели наиболее адекватно описывающей процесс изменения параметров.
Параметрическое диагностирование ГТУ с использованием выбранной модели.
Независимые параметры
Исследуе-мые пара-метры
Наработка ГТУ для построения информационного портрета ч
Доверительная вероятность при получении диагноза
Загрязнение проточной части
(Тренд параметров используемый для анализа ввиду его большого объёма приводится в исходных данных не будет.)
Для формирования зависимости параметров друг от друга их сначала нужно привести к стандартным условиям. Приводить параметры можно к разным условиям. В данной работе все параметры приведены только по температуре.
Приведение параметров по температуре осуществляется следующим образом:
- приведенный параметр
- измеренный прибором параметр
- стандартная температура
- измеренная температура прибором
Кроме этого для построения моделей использовался не весь объём тренда данных а только тот который задан в исходных данных (наработка ГТУ для построения информационного портрета). В моем случае этот объём составил 100 часов.
Формирование моделей делалось с помощью компьютерной программы STATISTICA6.0.
1. Формирование линейных однопараметрических моделей.
1.1. Линейная зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД.
Получившаяся зависимость:
В безразмерном виде:
(Все члены правой части уравнения получились значимыми.)
Адекватность модели:
Коэффициент множественной корреляции:
R = 09489827 > 07 (условие адекватности выполняется)
Вероятность того что он незначим:
p = 00000 0005 ( условие адекватности выполняется)
Модель адекватна ей можно пользоваться.
1.2. Линейная зависимость частоты вращения КНД от температуры выхлопа.
R = 097906212 >07 (условие адекватности выполняется)
2. Формирование линейной двухпараметрической модели (Зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД и от температуры выхлопа).
R = 098586509 >07 (условие адекватности выполняется)
3. Формирование нелинейных однопараметрических моделей.
3.1. Зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД.
R = 094852 >07 (условие адекватности выполняется)
3.2. Зависимость частоты вращения КНД от температуры выхлопа.
R = 093056 >07 (условие адекватности выполняется)
4. Формирование нелинейной двухпараметрической модели (Зависимость частоты вращения КНД от частоты вращения КВД и от температуры выхлопа).
R = 090688 >07 (условие адекватности выполняется)
Выбор математической модели наиболее адекватно описывающей процесс изменения параметров.
Для удобства выбора составим таблицу:
Коэффициент множественной корреляции (R)
На основе данной таблицы выбираем двухпараметрическую линейную модель n1pr=f(t4pr) как самую адекватную (у нее самый большой коэффициент множественной корреляции). Эта модель имеет вид:
2. Графическое изображение выбранной модели.
1. Общая информация.
Параметрическое диагностирование ГТУ с использованием выбранной модели заключается в том что мы сравниваем значения частоты вращения КНД посчитанные по выбранной модели с измеренными значениями частоты вращения КНД.
Тут делается такое предположение что выбранная модель точно описывает изменение параметра т.е. модельные значения а не измеренные являются идеалом. Если же измеренные значения сильно отклоняются от модельных то это обусловлено не несовершенством выбранной модели а тем что внешние условия резко изменились и поэтому тут делается предположение о том чем бы это могло быть вызвано.
В исходных данных задания для этого дана подсказка – написано какой процесс исследуется. В моем случае я исследую загрязнение проточной части соответственно если окажется что модельные и измеренные значения будут сильно отличаться друг от друга то это будет означать что проточная часть засорилась.
Поскольку качественные соотношения “сильно разнятся” “не сильно разнятся” – разные для разных людей было выведено соотношение для сравнения модельных и измеренных значений. Если оно выполняется то значительных отклонений модельных и измеренных значений нет:
- математическое ожидание измеренного параметра
- математическое ожидание параметра посчитанного по выбранной модели
S – рассматриваемая наработка ГТУ.
2. Параметрическое диагностирование
Параметрическое диагностирование ГТУ производилось на наработках ГТУ равных 100 часов. Для удобства составим таблицу:
Рассматриваемая наработка ч
Вывод о том что происходит с ГТУ
Критерий t в норме. ГТУ работает нормально.
Критерий t вышел за пределы нормы. Проточная часть ГТУ засорилась.
Критерий t в норме. Личный состав почистил проточную
Критерий t вышел за пределы нормы. Проточная часть ГТУ опять засорилась. Возможно в компрессор попала морская вода.
Критерий t вышел за пределы нормы. Проточная часть ГТУ засорилась. Возможно в компрессор попала морская вода.
Критерий t за пределами нормы. Проточная часть все еще засорена. Личный состав еще не полностью очистил проточную часть.
Критерий t за пределами нормы. Поскольку t еще более отклонился от нормы то скорее всего в компрессор опять попала морская вода.
Критерий t за пределами нормы. Поскольку t еще более отклонился от нормы но на относительно малую величину то скорее всего личный состав просто не чистил проточную часть и она засоряется от солей вносимых воздухом.
Критерий t за пределами нормы. Поскольку t стал ближе к норме то скорее всего личный состав почистил проточную часть ГТУ но не до конца.
Критерий t резко отклонился от нормы. Может быть в компрессор вылили ведро соленой воды.
Список использованной литературы.
Конспект лекций по дисциплине.

alexeevskaya prochnost.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра судовых турбин и турбинных установок
Расчет прочности рабочей лопатки диска и определение частоты и формы изгибных колебаний одиночной лопатки и пакета лопаток связанных бандажом.
TOC o "1-3" h z u 1. Расчет прочности рабочей лопатки. PAGEREF _Toc325898627 h 3
1. Исходные данные. PAGEREF _Toc325898628 h 3
2. Расчет прочности лопатки и выбор материала рабочей лопатки. PAGEREF _Toc325898629 h 4
Расчет диска. PAGEREF _Toc325898630 h 7
1. Исходные данные. PAGEREF _Toc325898631 h 7
2. Проектирование диска и разбиение диска на расчетные сечения. PAGEREF _Toc325898632 h 7
3. Расчет прочности диска. PAGEREF _Toc325898633 h 9
Изгибные колебания турбинных лопаток переменного сечения. Определение частот и форм колебаний одиночной турбинной лопатки и пакета лопаток связанных бандажом. PAGEREF _Toc325898634 h - 16 -
1.Исходные данные и задание для расчета. PAGEREF _Toc325898635 h - 16 -
2.Определение частот и форм колебаний одиночной турбинной лопатки и пакета лопаток связанных бандажом PAGEREF _Toc325898636 h - 17 -
Расчет прочности рабочей лопатки.
В данной работе требуется рассчитать прочность рабочей лопатки со следующими исходными данными:
Наименование параметра
Числовое значение параметра
Расход газа перед ТВД G [кгсек]
Степень парциальности
Число рабочих лопаток [штуки]
Длина лопатки l [метры]
Средний диаметр рабочего колеса [метры]
Работа на окружности hu [кДжкг]
Окружная скорость [мсек]
Угол выхода потока из СА [градусы]
Угол выхода потока из РА [градусы]
Скорость выхода потока из СА [мсек]
Скорость выхода из потока из РА [мсек]
Статические давление за соплами [МПа]
Статическое давление за ступенью [МПа]
Отношение площадей профиля на наружном и внутреннем диаметрах
Коэффициент изменения площади сечений лопатки по показательному закону q
Момент сопротивления профиля корневого сечения
Температура в корневом сечении лопатки [K]
2. Расчет прочности лопатки и выбор материала рабочей лопатки.
Перед расчетом прочности лопатки требуется выбрать материал для изготовления рабочей лопатки. Материал для изготовления лопатки выбирается с учетом заданной температуры в корне лопатки. Я выбрал материал ЭП 220 (ХН51ВМТЮКФР).
Расчет прочности лопатки представим в табличной форме:
Наружный радиус диска
Частота вращения ротора n [обмин]
Нагрузка на внешнем радиусе
Температура рабочей лопатки в корневом сечении
Радиус центрального отверстия
2. Проектирование диска и разбиение диска на расчетные сечения.
Диск проектируется самостоятельно используя данные для расчета диска и размеры спроектированной в первом пункте рабочей лопатки. Густота разбиения диска на расчетные сечения делается с учетом следующих правил:
В начале (для первых трёх сечений) и конце диска должно выполняться равенство: . Для остальных сечений диска должно выполняться равенство:
Ширина участков между расчетными сечениями выбирается по правилу: .
В результате у меня получился следующий диск (на следующей странице):
3. Расчет прочности диска.
Перед расчетом диска требуется выбрать материал для его изготовления. Я выбрал материал ЭИ437Б (ХН77ЮР).
Расчет выполним в табличной форме:
(в нулевом сечении коэффициенты AnNnBnQn задаются как они задаются для диска с отверстием)
Изгибные колебания турбинных лопаток переменного сечения. Определение частот и форм колебаний одиночной турбинной лопатки и пакета лопаток связанных бандажом.
1.Исходные данные и задание для расчета.
Длина рабочей части лопатки = 215 см.
Площадь корневого сечения лопатки Fo= 375 см2.
Минимальный момент инерции корневого сечения лопатки Io = 044 см4.
Угол между хордой профиля и осью турбины = 25°.
Средний диаметр облопатывания ступени Dср = 1226 см.
Число лопаток в пакете Zп = 12.
Коэффициент упругости крепления бандажа к лопатке Hб = 0175.
Площадь периферийного поперечного сечения лопатки Fв = 205 см 2 .
Момент инерции периферийного поперечного лопатки Iв = 0275 см 4 .
Перечень вопросов подлежащих разработке:
Определить частоту и форму изгибных колебаний одиночной лопатки и пакета лопаток связанных бандажом способом последовательных приближений.
Перечень представляемого материала:
Габаритный чертеж лопатки с бандажом с пятью поперечными сечениями и таблицей геометрических размеров и прочностных характеристик профилей. Расчет прогиба частоты и формы первого тона колебаний одиночной лопатки и пакета лопаток связанных бандажом в табличной форме.
2.Определение частот и форм колебаний одиночной турбинной лопатки и пакета лопаток связанных бандажом
Для построения габаритного чертежа лопатки с бандажом и определения геометрических размеров и прочностных характеристик профилей в пяти поперечных сечениях лопатки принимаем линейным изменение осевой ширины лопатки по ее длине. При заданном угле между хордой профиля и осью турбины угол установки профиля будет неизменным по длине лопатки и равным:
в связи с чем хорда профиля вдоль лопатки также будет изменяться линейно:
Построение лопатки осуществляем с помощью корневого профиля геометрические характеристики которой будут изменяться вдоль лопатки в соответствии с линейным изменением хорды профиля.
Подбираем корневой профиль.
Из атласа профилей выбираем профиль по значению отношения:
Это профиль Р-6038А имеющий следующие геометрические параметры: и координаты выпуклой и вогнутой частей (таблица 2.1).
Координаты выпуклой и вогнутой частей профиля
Тогда для расчета геометрии заданной лопатки масштабные коэффициенты будут:
для линейных размеров:
для моментов сопротивления:
для моментов инерции:
Геометрические размеры и прочностные характеристики профилей
Для связи лопаток в пакет применим простой ленточный бандаж а лопатки – с одним шипом прямолинейной формы.
Тогда по параметрам бандажа определяем:
площадь сечения бандажа:
момент инерции бандажа:
Принимаем относительный шаг профилей лопаток на среднем диаметре . Тогда значение шага:
В периферийном сечении шаг лопаток и бандажа:
Чертеж лопатки с бандажом и пятью поперечными сечениями
При расчете параметров первого тона колебаний одиночной лопатки она рассматривается как предельный случай пакета лопаток и для ее расчета применяется методика расчета пакета. Расчет производится в табличной форме в следующем порядке:
Рабочая часть лопатки разбивается на 10 участков равной длины с относительными координатами узлов:
где – расстояние от корневого сечения до – длина рабочей части лопатки.
По найденным ранее для 5-ти сечений лопатки (таблица 2.1) величинам площади профиля и минимального момента инерции определяется частые значения и в узлах а также значения функций:
Интегрированием по правилу трапеций от корня к периферии лопатки определяются в узлах значения:
В узлах сетки находятся значения параметров:
где – относительный прогиб лопатки и их интегральные значения в периферийном сечении:
Определяются минимальный радиус инерции корневого сечения:
и теоретическая частота собственных колебаний одиночной лопатки:
Расчет одиночной лопатки завершается вычислением статической частоты собственных колебаний:
где и – поправки на влияние перерезывающих и инерционных сил и упругих свойств заделки хвоста лопатки которые определяются по графикам в зависимости от значения гибкости лопатки:
Результаты параметров колебаний одиночной лопатки представлены в таблице 2.3 и таблице 2.4.
Исходные данные для определения частоты
Данные для расчета одиночной лопатки
Значения интегралов:
Теоретическая частота собственных колебаний одиночной лопатки:
Частота собственных колебаний одиночной лопатки:
Расчет пакета лопаток производится по той же методике но с учетом влияния бандажа. По известным геометрическим параметрам бандажа определяются коэффициент жесткости и коэффициент массы :
а также значение коэффициента:
По вычисленным для одиночной лопатки и в узлах определяются значение параметра:
относительный прогиб лопатки:
и значения параметра .
Для периферийного сечения определяются интегралы:
и вычисляется теоретическая частота собственных колебаний пакета:
Расчет завершается вычислением статической частоты собственных колебаний пакета :
Результаты расчета параметров колебаний пакета лопаток представлены в таблице(на сл.стр) 2.5.
Данные для расчета пакета
Теоретическая частота собственных колебаний пакета:
Частота собственных колебаний пакета:
На рис.2.2 представлены зависимости и характеризующие в масштабе прогибы лопатки и форму ее колебаний: - одиночной лопатки - в составе пакета.
Графики зависимостей и

Otchet po intervalnoy otsenka PB.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра турбин и турбинных установок
Отчет по практической работе №1:
Интервальная оценка показателей безотказности технических объектов
TOC o "1-3" h z u 1. Задание и исходные данные для расчета. PAGEREF _Toc341421852 h 3
1. Задание. PAGEREF _Toc341421853 h 3
2. Исходные данные. PAGEREF _Toc341421854 h 3
Вычисление верхней и нижней границ доверительной вероятности по заданным в варианте задания исходным данным. PAGEREF _Toc341421855 h 3
Исследование влияния доверительной вероятности на интервал гарантированной оценки вероятности безотказной работы. PAGEREF _Toc341421856 h 4
Исследование влияния числа отказов на точность полученных результатов. PAGEREF _Toc341421857 h 5
Исследование случая когда нет отказов. PAGEREF _Toc341421858 h 5
Список использованной литературы. PAGEREF _Toc341421859 h 6
Задание и исходные данные для расчета.
Рассчитать верхнюю и нижнюю доверительные границы вероятности безотказной работы по заданным в варианте задания исходным данным.
Исследовать влияние доверительной вероятности на интервал гарантированной оценки вероятности безотказной работы.
Исследовать влияние числа отказов на точность полученных результатов.
Рассмотреть случай когда нет отказов.
Количество объектов ед.
Количество отказавших объектов ед.
Доверительная вероятность оценки
Вычисление верхней и нижней границ доверительной вероятности по заданным в варианте задания исходным данным.
Вычисление верхней и нижней границ доверительной вероятности по заданным в варианте задания исходным данным делается по формулам:
Формула для вычисления нижней границы:
Формула для вычисления верхней границы:
В этих формулах 1 и 2 – это квантили распределения случайной величины для нижней и верхней границ соответственно. Квантиль случайной величины с законом распределения F(x) есть значение случайной величины x при заданной вероятности p. т.е. есть решение уравнения F(x)=p. Поэтому квантили 1 и 2 берутся из справочников.
Тогда нижняя граница будет равна:
Исследование влияния доверительной вероятности на интервал гарантированной оценки вероятности безотказной работы.
Вывод: При увеличении доверительной вероятности верхняя граница доверительной вероятности становится больше а нижняя – меньше. Поэтому границы “разъезжаются” тем самым уменьшая точность оценки.
Исследование влияния числа отказов на точность полученных результатов.
Вывод: При увеличении числа отказов и верхняя и нижняя границы доверительной вероятности падают. Однако они падают практически синхронно из-за чего расстояния заключенные между верхней и нижней доверительной вероятности остаются примерно одинаковыми (если быть более точным то на самом деле они чуть-чуть расходятся). Поэтому точность оценки остается примерно постоянной (или чуть-чуть падает – если считать что доверительные границы вероятностей чуть-чуть разошлись).
Исследование случая когда нет отказов.
В случае когда нет отказов получается только нижняя интервальная оценка а верхняя будет равна 1.
В этом случае нижнюю интервальную оценку находят по формуле:
Тогда для моих исходных данных нижняя оценка будет равна:
А верхняя граница будет равна 1.
Это будет означать что c вероятностью 158 % машина сломается.
Список использованной литературы.
Конспект лекций по дисциплине.

laba 2.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра турбин и турбинных установок
Отчет по лабораторной работе №2:
Расчёт коэффициентов ускорения при формировании программ ускоренных эквивалентных испытаний
TOC o "1-3" h z u 1. Задание и исходные данные. PAGEREF _Toc344294107 h 3
1. Задание. PAGEREF _Toc344294108 h 3
2. Исходные данные. PAGEREF _Toc344294109 h 3
Обоснование применения выбранного метода испытаний ГТУ. PAGEREF _Toc344294110 h 4
Выбор материала рабочей лопатки. PAGEREF _Toc344294111 h 4
1. Выбор материала. PAGEREF _Toc344294112 h 4
2. Получение зависимости Ларсена-Миллера и расчет времени разрушений материала на различных режимах работы ГТУ. PAGEREF _Toc344294113 h 5
Расчет коэффициентов ускорения испытаний и времени испытаний. PAGEREF _Toc344294114 h 7
Вывод. PAGEREF _Toc344294115 h 7
Задание и исходные данные.
Обосновать применение выбранного метода испытаний ГТУ.
Выбрать материал РЛ 1-ой ступени ТВД.
Рассчитать коэффициенты ускорения при ускоренных эквивалентных испытаниях ГТУ и время испытаний.
Сделать вывод о том как нужно проводить испытания.
Назначенный ресурс ч
Средняя наработка на 1 запуск ч
Температура РЛ ТВД в среднем сечении 0С
N -5 000 08N – 10 000 06N и ниже - остальное
Обоснование применения выбранного метода испытаний ГТУ.
Испытание – это экспериментальное исследование системы на вопрос проверки качества объекта. Качество – приспособленность системы для решения поставленной задачи для реализации поставленной цели операции.
В данной лабораторной работе изучается метод ускоренных эквивалентных испытаний ГТУ. Этот метод применяется когда нет много объектов для испытаний т.е. заказчик испытаний по какой-либо причине (чаще всего это попросту слишком дорого) не может предоставить достаточное количество объектов для проведения испытаний а есть только один объект испытаний (один экземпляр ГТУ).
Кроме этого этот же испытуемый объект планируется пустить в эксплуатацию т.е. нет отдельного объекта для испытаний. Чем длиннее будут испытания тем больше будут убытки заказчика так как объект испытывается и не производит полезной работы поэтому испытания нужно провести достаточно быстро.
Чтобы удовлетворить этим требованиям заказчика и еще при этом получить достоверный отчет о качестве объекта был придуман метод ускоренных эквивалентных испытаний. Смысл этого метода заключается в том что состояние всего объекта оценивается не в целом по объекту а только по самому уязвимому звену объекта. Таким самым слабым звеном ГТД является рабочая лопатка первой ступени ТВД. Предполагается что за краткое время испытаний это слабое звено накопит такие же повреждения как и за весь ресурс. Чтобы это обеспечить испытание проводят на форсированном режиме использования объекта (в данном случае ГТД будет работать на режиме 12N). После проведения испытаний смотрят только самое уязвимое звено объекта и по его состоянию делают вывод о качестве всего объекта.
Выбор материала рабочей лопатки.
Материал рабочей лопатки выбирается в зависимости от заданных в исходных данных температур рабочей лопатки в среднем сечении на различных режимах работы ГТД требуемого ресурса работы ГТД на этих режимах и напряжений возникающих в рабочей лопатке при работе на этих режимах.
Выбор материала делается по справочнику жаропрочных материалов. Я использовал справочник: Жаропрочные стали и сплавы. Справочное издание. Масленков С.Б. М.: Металлургия 1983. 192 с.
В соответствии с этим справочником для своих исходных данных я выбрал материал ХН62МВКЮ (ЭИ 867).
По выбранному материалу требуется выписать из справочника параметры длительной прочности материала:
Время до разрушения часы
2. Получение зависимости Ларсена-Миллера и расчет времени разрушений материала на различных режимах работы ГТУ.
После выбора материала требуется проиллюстрировать в графическом виде интересующие свойства материала (время разрушения материала в зависимости от напряжения и температуры). Такое графическое представление свойств материала я делал с помощью зависимости параметра Ларсена-Миллера.
Зависимость параметра Ларсена-Миллера представляет собой зависимость времени разрушения лопатки от напряжения возникающего в лопатке представленная в одной кривой. Таким образом строя одну кривую Ларсена-Миллера не нужно строить для каждого режима свою зависимость времени разрушения лопатки от напряжения (так как температуры разные поэтому разные свойства материала) а можно все описать одной кривой. В этом и заключается смысл параметра Ларсена-Миллера.
Для того чтобы её получить сначала для каждого режима считается параметр Ларсена-Миллера по формуле:
Рассчитывая параметр для каждой температуры получаем ряд значений параметра соответствующих определенной температуре. По этим значениям строится график изменения параметра Ларсена-Миллера от напряжения.
Для своего материала (ХН62МВКЮ (ЭИ 867)) я получил:
Для удобства использования эта зависимость аппроксимируется прямой линией используя уравнение которой удобно получать все промежуточные значения параметра которые потом можно пересчитать во время разрушения материала
Для своего материала я получил такую зависимость:
Время разрушения материала определяется так:
Получив формулу зависимости параметра Ларсена-Миллера используя ее и формулу для расчета времени разрушения рассчитываем время разрушения материала при различных режимах работы ГТУ. Оформим это в табличной форме:
Расчет коэффициентов ускорения испытаний и времени испытаний.
Для того чтобы рассчитать время проведения испытаний нужно рассчитать коэффициенты ускорения испытаний.
Коэффициенты ускорения испытаний вычисляются по формуле:
Расчет коэффициентов ускорения испытаний оформим в табличной форме:
После этого рассчитываем время проведения испытаний по формуле:
Тогда время испытаний будет равно:
Вывод: При наработке ГТД на режиме 12N в течение 913 ч в рабочих лопатках ТВД произойдёт накопление повреждений такое же как за 20 000 ч ресурсной наработки. После проведения испытаний по состоянию РЛ 1-ой ступени ТВД можно будет сделать вывод о качестве ГТД вцелом.

kursovik.docx

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет
Кафедра турбин и турбинных установок
Разработка программы ускоренных эквивалентных испытаний для подтверждения назначенного ресурсагазотурбинных установок
TOC o "1-3" h z u 1. Задание и исходные данные. PAGEREF _Toc344392915 h 3
1. Задание. PAGEREF _Toc344392916 h 3
2. Исходные данные. PAGEREF _Toc344392917 h 3
Обоснование применения выбранного метода испытаний ГТУ. PAGEREF _Toc344392918 h 4
Выбор материала рабочей лопатки. PAGEREF _Toc344392919 h 4
1. Выбор материала. PAGEREF _Toc344392920 h 4
2. Получение зависимости Ларсена-Миллера и расчет времени разрушений материала на различных режимах работы ГТУ. PAGEREF _Toc344392921 h 5
Расчет коэффициентов ускорения испытаний и времени испытаний. PAGEREF _Toc344392922 h 7
Программа испытаний на малоцикловую усталость. PAGEREF _Toc344392923 h 7
1. Определение количества циклов до разрушения. PAGEREF _Toc344392924 h 7
Формирование программы испытаний. PAGEREF _Toc344392925 h 9
Задание и исходные данные.
Обосновать применение выбранного метода испытаний ГТУ.
Выбрать материал РЛ 1-ой ступени ТВД.
Рассчитать коэффициенты ускорения при ускоренных эквивалентных испытаниях ГТУ и время испытаний.
Рассчитать выдерживаемое количество циклов нагружения материалом при проверке устойчивости материала к малоцикловой усталости.
Сформировать программу испытаний.
Назначенный ресурс ч
Средняя наработка на 1 запуск ч
Температура РЛ ТВД в среднем сечении 0С
N -5 000 08N – 10 000 06N и ниже - остальное
Обоснование применения выбранного метода испытаний ГТУ.
Испытание – это экспериментальное исследование системы на вопрос проверки качества объекта. Качество – приспособленность системы для решения поставленной задачи для реализации поставленной цели операции.
В данной лабораторной работе изучается метод ускоренных эквивалентных испытаний ГТУ. Этот метод применяется когда нет много объектов для испытаний т.е. заказчик испытаний по какой-либо причине (чаще всего это попросту слишком дорого) не может предоставить достаточное количество объектов для проведения испытаний а есть только один объект испытаний (один экземпляр ГТУ).
Кроме этого этот же испытуемый объект планируется пустить в эксплуатацию т.е. нет отдельного объекта для испытаний. Чем длиннее будут испытания тем больше будут убытки заказчика так как объект испытывается и не производит полезной работы поэтому испытания нужно провести достаточно быстро.
Чтобы удовлетворить этим требованиям заказчика и еще при этом получить достоверный отчет о качестве объекта был придуман метод ускоренных эквивалентных испытаний. Смысл этого метода заключается в том что состояние всего объекта оценивается не в целом по объекту а только по самому уязвимому звену объекта. Таким самым слабым звеном ГТД является рабочая лопатка первой ступени ТВД. Предполагается что за краткое время испытаний это слабое звено накопит такие же повреждения как и за весь ресурс. Чтобы это обеспечить испытание проводят на форсированном режиме использования объекта (в данном случае ГТД будет работать на режиме 12N). После проведения испытаний смотрят только самое уязвимое звено объекта и по его состоянию делают вывод о качестве всего объекта.
Выбор материала рабочей лопатки.
Материал рабочей лопатки выбирается в зависимости от заданных в исходных данных температур рабочей лопатки в среднем сечении на различных режимах работы ГТД требуемого ресурса работы ГТД на этих режимах и напряжений возникающих в рабочей лопатке при работе на этих режимах.
Выбор материала делается по справочнику жаропрочных материалов. Я использовал справочник: Жаропрочные стали и сплавы. Справочное издание. Масленков С.Б. М.: Металлургия 1983. 192 с.
В соответствии с этим справочником для своих исходных данных я выбрал материал ХН62МВКЮ (ЭИ 867).
По выбранному материалу требуется выписать из справочника параметры длительной прочности материала:
Время до разрушения часы
2. Получение зависимости Ларсена-Миллера и расчет времени разрушений материала на различных режимах работы ГТУ.
После выбора материала требуется проиллюстрировать в графическом виде интересующие свойства материала (время разрушения материала в зависимости от напряжения и температуры). Такое графическое представление свойств материала я делал с помощью зависимости параметра Ларсена-Миллера.
Зависимость параметра Ларсена-Миллера представляет собой зависимость времени разрушения лопатки от напряжения возникающего в лопатке представленная в одной кривой. Таким образом строя одну кривую Ларсена-Миллера не нужно строить для каждого режима свою зависимость времени разрушения лопатки от напряжения (так как температуры разные поэтому разные свойства материала) а можно все описать одной кривой. В этом и заключается смысл параметра Ларсена-Миллера.
Для того чтобы её получить сначала для каждого режима считается параметр Ларсена-Миллера по формуле:
Рассчитывая параметр для каждой температуры получаем ряд значений параметра соответствующих определенной температуре. По этим значениям строится график изменения параметра Ларсена-Миллера от напряжения.
Для своего материала (ХН62МВКЮ (ЭИ 867)) я получил:
Для удобства использования эта зависимость аппроксимируется прямой линией используя уравнение которой удобно получать все промежуточные значения параметра которые потом можно пересчитать во время разрушения материала
Для своего материала я получил такую зависимость:
Время разрушения материала определяется так:
Получив формулу зависимости параметра Ларсена-Миллера используя ее и формулу для расчета времени разрушения рассчитываем время разрушения материала при различных режимах работы ГТУ. Оформим это в табличной форме:
Расчет коэффициентов ускорения испытаний и времени испытаний.
Для того чтобы рассчитать время проведения испытаний нужно рассчитать коэффициенты ускорения испытаний.
Коэффициенты ускорения испытаний вычисляются по формуле:
Расчет коэффициентов ускорения испытаний оформим в табличной форме:
После этого рассчитываем время проведения испытаний по формуле:
Тогда время испытаний будет равно:
Вывод: При наработке ГТД на режиме 12N в течение 914 ч в рабочих лопатках ТВД произойдёт накопление повреждений такое же как за 20 000 ч ресурсной наработки. После проведения испытаний по состоянию РЛ 1-ой ступени ТВД можно будет сделать вывод о качестве ГТД в целом.
Программа испытаний на малоцикловую усталость.
1. Определение количества циклов до разрушения.
Для определения количества циклов до разрушения нужно выписать из справочника по выбранному материалу и температуре на режиме предел длительной прочности коэффициент Пуассона и модуль упругости.
После этого по выписанным пределам длительной прочности рассчитывается среднее напряжение в цикле как среднее арифметическое используя которое для каждого режима рассчитывают допустимую упругую деформацию по формуле:
Покажем это в таблице:
Рассчитанное значение допустимой упругой деформации подставляют вместе с пределами длительной прочности и среднего напряжения в цикле в уравнение Менсона:
Решая которое получают количество циклов нагружения на каждом режиме работы ГТУ.
Оформим расчет в табличной форме:
Выдерживаемое количество циклов нагружения до разрушения
Полученное количество циклов нужно сравнить с числом запусков. Число запусков определим как отношение ресурса ГТУ к наработке на 1 запуск. Тогда:
Вывод: Поскольку количество выдерживаемых циклов нагружения на всех режимах больше количества запусков материал лопатки выбран верно.
Формирование программы испытаний.
Для формирования программы испытаний нужно задать следующие данные:
Количество циклов работы установки = 2000 (это количество запусков установки).
Суточное время работы стенда(ts) = 20 часов.
Время запуска установки и выхода на испытательный режим(tz) = 10 минут
Время охлаждения установки(to) = 5 мин.
После этого рассчитывается суммарное время на запускохлаждение за 2000 циклов часы:
Общее врем испытаний:
- время на запускохлаждение
Время затрачиваемое на один цикл испытаний:
Количество циклов за один день испытаний:
Время работы на испытательном режиме за один цикл:
Итоговое время работы стенда за период испытаний:
Вывод: В течение одного дня испытаний установка должна выводиться на режим 12N 28 раз и в каждом случае работать на этом режиме в течении 2739 минуты. Кроме этого согласно расчету для проведения всего комплекса испытаний необходима работа стенда в течение 71 дня с учетом работы в день по 20ч.

Staticheskaya.dwg