Разработка конструкции узла ТВД ГТУ АЛ-31СТН

РабочийЧертеж_5.11.cdw

Острые кромки сохранить
ХН73МБТЮ-ВД (ЭИ698-ВД)
Группа контроля 2 ОСТ1 00021-78.
* Размеры обеспеч. инстр.
Допуск биения необозначенных диаметральных и торцевых
поверхностей относительно оси поверхности Б и поверхности В -
мм. Контролировать на станке.
Допуск овальности поверхности Б в свободном состоянии -
5 мм (полуразность диаметров).
Предельные отклонения шага по гребешкам не более 0
Термообр. для снятия напряжений после механической обработки.
Группа контроля 5 ОСТ1 00021-78.
Контроль травлением за исключением гребешков лабиринта.
Следы травления не допускаются. Слой травления снять полировкой
или механической обработкой.
Контроль ЛЮМ 1 - ОВ. Трещины не допускаются.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
- линейные по IT12 ГОСТ 25348-82;
- угловые по IT14 ГОСТ 8908-81.
Неуказанные радиусы 1 мм max.

Чертеж_проточной_части_5.11.cdw

Направление вращения ротора - против вращения часовой
стрелки по ГОСТ 22378-77.
Размеры зазоров соответствуют холодному состоянию узла.
Допустимый дисбаланс ротора

ZavialovR.A._Body.docx

В данном курсовом проекте спроектирован узел турбины высокого давления на базе прототипа ТВД газотурбинного двигателя АЛ31СТН наземной газоперекачивающей установки.
Курсовой проект включает в себя:
- расчёт на прочность рабочей лопатки турбины;
- расчёт соединения рабочей лопатки с диском;
- расчёт на прочность диска турбины;
- расчет критических частот вращения ротора турбины;
- патентные исследования;
- конструкторскую часть.
Расчёту на прочность и конструированию узла турбины предшествует термогазодинамический расчёт двигателя газодинамический расчёт турбины расчёт по высоте и профилирование рабочей лопатки турбины.
Прочностной расчет11
1Расчет на прочность рабочих лопаток турбины11
Расчет на прочность диска турбины20
Расчет на прочность соединения лопаток турбины28
Расчет критических частот вращения ротора турбины37
Патентные исследования43
Создание эффективно и надежно работающих турбин – одна из сложных проблем развития авиационных газотурбинных двигателей.
Турбина является одним из основных элементов ГТД во многом определяющих ресурс двигателя в целом поэтому к конструкции турбины предъявляются весьма серьёзные требования.
Разработке отдельного узла двигателя предшествует решение следующих вопросов компоновки:
- выбор конструктивной схемы двигателя являющейся основой реализации выбранной газодинамической схемы с соблюдением условий прочности виброустойчивости надёжности и условий эксплуатации;
- определение силовой схемы двигателя дополняющей конструктивную схему. В частности уточнение способов передачи усилий от роторов к корпусу двигателя условия сочленения его основных узлов;
- удовлетворение общих требований к двигателю с точки зрения возможности эксплуатации его по техническому состоянию.
Турбина – осевая реактивная двухступенчатая состоит из одноступенчатой ТВД и одноступенчатой ТНД. Обе турбины имеют охлаждаемые воздухом сопловые и рабочие лопатки. На пониженных дроссельных режимах с целью повышения экономичности двигателя выполнено частичное отключение охлаждения турбины.
Турбина ВД предназначена для привода компрессора ВД и агрегатов установленных на коробках приводов двигательных агрегатов. Турбина состоит из ротора и статора.
Ротор турбины состоит из рабочих лопаток диска цапфы и вала.
Рабочая лопатка – литая полая охлаждаемая. Во внутренней полости лопатки имеются продольный канал с отверстиями в перегородке и вихревая матрица. Продольный канал и вихревая матрица предназначены для организации процесса охлаждения. Из канала воздух выбрасывается через отверстия (перфорацию) стенки лопатки на выпуклую поверхность. Этот воздух создает на поверхности защитную пелену.
В центральной части лопатки на внутренних поверхностях выполнены каналы оси которых пересекаются. В каналах формируется турбулизированное течение воздуха. Турбулизация струй воздуха и увеличение площади контакта обеспечивают увеличение эффективности теплообмена.
В районе выходной кромки выполнены турбулизаторы (перемычки) различной формы. Эти турбулизаторы интенсифицируют теплообмен увеличивая жесткость лопатки.
Профильная часть лопатки отделена от хвостовика полкой и удлиненной ножкой. Полки лопаток стыкуясь образуют коническую оболочку защищают замковую часть лопатки от перегрева. Удлиненная ножка обеспечивающая отдаление высокотемпературного газового потока от замка и диска приводит к снижению количества тепла передаваемого от профильной части к замку и диску. Кроме того удлиненная ножка обладая относительно низкой изгибной жесткостью обеспечивает снижение уровня вибрационных напряжений в профильной части лопатки. Трехзубый замок типа «елочка» обеспечивает передачу радиальных нагрузок с лопатки на диск. Зуб выполненный в левой части замка фиксирует лопатку от перемещения ее по потоку а паз совместно с элементами фиксации обеспечивает удержание лопатки от перемещения против потока. На периферийной части пера с целью облегчения приработки при касании о статор и следовательно предотвращения разрушения лопатки на ее торце сделана выборка.
Рабочая лопатка отливается с использованием выплавляемых моделей. Для получения мелкозернистой структуры материала поверхности формы и стержня покрывают алюминатом кобальта частицы которого являются центрами образования кристаллов. Отлитую заготовку с целью снижения внутренних напряжений литейного происхождения подвергают термовакуумной обработке. Отклонения фактического наружного профиля лопатки от теоретического во всех сечениях не превышает 03 мм.
Выходная кромка в заготовке выполняется с технологическим приливом выполненным за пределами теоретического профиля. Прилив удаляется электрохимической обработкой. Выходная кромка полируется по высоте. Ширина выходной кромки 055±01мм.
Внутренняя полость лопатки проверяется на рентгеновской установке на предмет отсутствия в каналах керамики от литейного стержня. Для оценки расходной характеристики по охлаждающему воздуху лопатки проливают водой под давлением 196*105 Па.
Для снижения уровня вибронапряжений в рабочих лопатках между ними под полками размещают демпферы имеющие коробчатую конструкцию.
Диск турбины штампованный с последующей механической обработкой. В периферийной части выполнены пазы типа «елочка» для крепления 90 рабочих лопаток канавки для размещения пластинчатых замков осевой фиксации лопаток и наклонные отверстия подвода воздуха охлаждающего рабочие лопатки.
Осевая фиксация рабочей лопатки осуществляется зубом и пластинчатым замком.
Балансировка ротора осуществляется грузиками закрепляемыми в проточке буртика диска и зафиксированными замком. Хвостовик замка загибается на балансировочный грузик.
Диск с валом и цапфой соединен призонными болтами. Головки болтов фиксируются от проворота пластинами загибаемыми за срезы головок.
Вал представляет собой тонкостенную оболочку с двумя фланцами по которым осуществлено соединение вала с дисками компрессора и турбины.
Цапфа обеспечивает опирание ротора о роликовый подшипник. Левым фланцем цапфа центрируется и соединяется с диском турбины.
На наружной части хвостовика цапфы ниже втулок лабиринтного уплотнения размещено контактное уплотнение зафиксированное корончатой гайкой.
Контактное уплотнение представляет собой пару состоящую из стальных втулок и графитовых колец. Для гарантированного контактирования пар между графитовыми кольцами размещены плоские пружины.
Статор турбины ВД состоит из наружного кольца блока сопловых лопаток внутреннего кольца аппарата закрутки устройства стабилизации радиального зазора клапанного аппарата и воздухо-воздушного теплообменника.
Наружное кольцо – цилиндрическая оболочка с фланцем расположенным между корпусом КС и корпусом турбины вентилятора.
Лопатки соплового аппарата объединены в 14 трехлопаточных блоков. Лопаточные блоки литые с вставными и припаянными в двух местах дефлекторами с припаянной нижней полкой-цапфой.
Внутренняя полость лопатки перегородкой разделена на два отсека. В каждом отсеке размещены дефлекторы с отверстиями обеспечивающими струйное натекание охлаждающего воздуха на внутренние стенки лопатки.
Профиль пера с прилегающими поверхностями полок алюмосилицируется.
Внутреннее кольцо выполнено в виде оболочки с втулками и фланцами к которым приварена коническая диафрагма.
На правом фланце винтами закреплен аппарат закрутки предназначенный для подачи и охлаждения воздуха идущего к рабочим лопаткам за счет разгона и закрутки по направлению вращения турбины.
Устройство стабилизации радиального зазора предназначено для повышения КПД турбины на повышенных режимах. Оно представляет собой кольцо тепловое состояние которого а следовательно и диаметр стабилизирован охлаждением.
Клапанный аппарат предназначен для изменения расхода воздуха идущего на охлаждение турбины в зависимости от режима работы двигателя.
Воздухо-воздушный теплообменник предназначен для снижения температуры воздуха идущего на охлаждение турбины воздухом наружного контура. Теплообменник имеет кольцевую форму размещен в наружном контуре и состоит из 64 модулей каждый из которых представляет из себя паянную конструкцию и состоит из 6-ти трубок и двух фланцев на которых имеются отверстия под винт и штифт.
Исходные данные необходимые для проведения расчётов на прочность конструктивных элементов турбины высокого представлены в таблице 2.1.
Таблица 2.1 – Исходные данные
Наименование параметра
Частота вращения обмин
Расход газа (воздуха) кгс
Степень понижения давления
Средний диаметр проточной части на входе в узел м
Высота проточной части на входе в узел м
Продолжение таблицы 2.1
Средний диаметр проточной части на выходе из узла м
Высота проточной части на выходе из узла м
Температура воздуха на входе в узел К
Осевая составляющая абсолютной скорости на входе в рабочее колесо ступени мс
Осевая составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса ступени мс
Окружная составляющая абсолютной скорости на входе в рабочее колесо ступени мс
Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из рабочего колеса ступени мс
Статическое давление на входе в рабочее колесо ступени МПа
Статическое давление на выходе из рабочего колеса ступени МПа
Температура воздуха на входе в рабочее колесо ступени К
Температура воздуха на выходе из рабочего колеса ступени К
Наружный диаметр лопаточного венца на входе в рабочее колесо ступени м
Окончание таблицы 2.1
Наружный диаметр лопаточного венца на выходе из рабочего колеса ступени м
Диаметр втулки на входе м
Диаметр втулки на выходе м
Хорда профиля рабочей лопатки мм:
- в корневом сечении
- в концевом сечении
Максимальная толщина профиля мм:
Угол установки профиля градус:
Длина проточной части узла м
Температура рабочей лопатки после охлаждения K
1 Расчет на прочность рабочих лопаток турбины
Рисунок 3.1 – Схема рабочей лопатки турбины
При проектировании охлаждаемой рабочей лопатки в первом расчете предполагаем что толщина стенки = 1 – 12 мм.
Температура рабочей лопатки на среднем диаметре рассчитана в предыдущем курсовом проекте с учетом того что лопатка имеет конвективно-пленочное охлаждение и эффективность его составляет . Формула по которой проведен расчет выглядит следующим образом:
Температура рабочей лопатки по высоте пера распределяется с учетом рекомендаций согласно которым температура концевого сечения лопатки на 50 – 70 К меньше температуры лопатки на среднем диаметре а температура корневого сечения лопатки занижается на 70 – 150 К по сравнению с температурой лопатки на среднем диаметре.
Материалом лопатки служит жаропрочный литейный сплав на никелевой основе ЖС32 () используемый на прототипе проектируемого двигателя.
Число рабочих лопаток z = 102.
Вычисляем газовые силы действующие на единицу длины рабочей лопатки:
При подстановке полученных данных в расчет необходимо учесть что для турбины газовая сила действующая на единицу рабочей лопатки по оси Y имеет знак « - ».
Проведя все необходимые расчеты получаем таблицу исходных данных:
Таблица 3.1 – Исходные данные для расчета лопатки на прочность
Окончание таблицы 3.1
Необходимо сказать что геометрические характеристики сечений лопатки были получены с использованием соответствующих функций в программе Компас (см. рисунок 3.2).
Рисунок 3.2 – МЦХ характерных сечений из ПК Компас
а – корневое б – среднее в – концевое сечение
Коэффициенты компенсации в первом расчете принимаем равными нулю. Геометрические характеристики сечений расчет которых не был произведен в предыдущей работе определяются с помощью линейной интерполяции по граничным значениям параметров рассчитанных ранее сечений.
Теперь вводим таблицу исходных данных в программу УИСАПР-Д предназначенную для проведения прочностных расчетов деталей узлов ГТД. Полученные результаты программного расчета выглядят следующим образом:
***********************************************************************
**** РАСЧЕТ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ГТД НА ПРОЧНОСТЬ ****
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА
материал лопатки GS32
частота вращения W = 1282.0 1c
единичная газовая сила по оси X Px = 9749.00 Нм
единичная газовая сила по оси Y Py = -9365.00 Нм
плотность материала лопатки Ro = 8760.0 кгм3
объем бандажной полки Yb = 0.0 мм
радиус центра масс бандажной полки Rb = 0.0
!---------------------------------------------------------------------!
! температурыпределы длительной прочности и коэффициенты компенсации !
! номер сечения ! 0 ! 1 ! 2 ! 3 ! 4 ! 5 !
! T (К) ! 880.0 908.0 935.0 922.0 861.0 800.0 !
! SIT (МПа) ! 903.0 890.0 877.0 876.0 888.0 900.0 !
! UKX ( - ) ! 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.600 !
! UKY ( - ) ! 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.600 !
! геометрические характеристики сечений лопатки !
! R (мм) ! 444.0 433.0 422.0 411.0 400.0 389.0 !
! F (мм2) ! 104.0 106.0 107.0 110.0 116.0 123.0 !
! BET (град) ! 30.3 28.0 25.8 24.1 23.0 22.0 !
! AJ1 (мм4) ! 1028.0 1143.0 1258.0 1375.0 1495.0 1616.0 !
! AJ2 (мм4) ! 11898.0 11646.0 11395.0 11751.0 12838.0 13925.0!
! AKA (мм) ! -16.0 -16.0 -16.0 -16.0 -16.0 -16.0 !
! AKB (мм) ! 18.7 18.5 18.3 18.1 18.2 18.2 !
! AKD (мм) ! -2.8 -2.8 -2.8 -2.9 -3.0 -3.1 !
! QA (мм) ! 6.5 6.8 7.0 7.2 7.2 7.2 !
! QB (мм) ! 6.5 6.8 7.0 7.2 7.2 7.2 !
! QD (мм) ! -5.8 -6.0 -6.2 -6.3 -6.6 -6.8 !
!=====================================================================!
! результаты расчета !
! X (мм) ! 0.5 0.4 0.3 0.2 0.1 0.0 !
! Y (мм) ! -0.5 -0.4 -0.3 -0.2 -0.1 0.0 !
! AMPX (Н*м) ! 0.0 0.57 2.27 5.10 9.07 14.16 !
! AMJX (Н*м) ! 0.0 -0.33 -1.33 -3.01 -5.39 -8.50 !
! AMPY (Н*м) ! 0.0 0.59 2.36 5.31 9.44 14.75 !
! AMJY (Н*м) ! 0.0 -0.36 -1.42 -3.19 -5.66 -8.85 !
! AM1 (Н*м) ! 0.0 0.32 1.25 2.77 4.86 7.46 !
! AM2 (Н*м) ! 0.0 0.10 0.44 1.08 2.04 3.35 !
! SRS (МПа) ! 0.0 68.79 135.53 196.90 249.27 295.79 !
! SIGA (МПа) ! 0.0 2.01 7.61 16.08 26.00 37.23 !
! SIGB (МПа) ! 0.0 1.73 6.29 12.85 20.57 29.02 !
! SIGD (МПа) ! 0.0 -1.63 -6.00 -12.54 -20.87 -30.53 !
! SSA (МПа) ! 0.0 70.80 143.15 212.98 275.27 333.02 !
! SSB (МПа) ! 0.0 70.52 141.83 209.75 269.85 324.81 !
! SSD (МПа) ! 0.0 67.16 129.53 184.36 228.40 265.26 !
! SMAX (МПа) ! 0.0 70.80 143.15 212.98 275.27 333.02 !
! AN ! 1000.0 12.57 6.13 4.11 3.23 2.70 !
***** минимальный коэффициент запаса прочности ANMIN = 2.70
В расчетах приняты следующие обозначения:
X (мм) -смещение центра масс лопатки (проекция на ось Х)
Y (мм) -смещение центра масс лопатки (проекция на ось Y)
AMPX (Н*м) -изгибающий момент от газовых сил относительно оси Х
AMJX (Н*м) -изгибающий момент от центробежных сил относительно оси Х
AMPY (Н*м) -изгибающий момент от газовых сил относительно оси Y
AMJY (Н*м) -изгибающий момент от центробежных сил относительно оси Y
AM1 (Н*м) -изгибающий момент относительно главной центральной оси
AM2 (Н*м) -изгибающий момент относительно главной центральной оси
SRS (МПа) -напряжения растяжения от центробежных сил
SIGA (МПа) -напряжения изгиба в точке А
SIGB (МПа) -напряжения изгиба в точке В
SIGD (МПа) -напряжения изгиба в точке D
SSA (МПа) -результирующие напряжения в точке А
SSB (МПа) -результирующие напряжения в точке В
SSD (МПа) -результирующие напряжения в точке D
SMAX (МПа) -максимальные напряжение
AN -коэффициент запаса прочности по напряжениям
По результатам расчета строятся графики:
Рисунок 3.3 – Распределение температуры по высоте лопатки
Рисунок 3.4 – Распределение пределов прочности материала
Рисунок 3.5 – Распределение напряжений растяжения и изгиба
Рисунок 3.6 – Распределение результирующих напряжений по длине лопатки
Рисунок 3.7 – Распределение запасов прочности по длине лопатки
Получаем минимальный запас длительной статической прочности Допустимое значение запаса длительной прочности можно принять в интервале [1]. Полученное значение коэффициента запаса длительной прочности не ниже заданного интервала а это значит что прочностная надёжность лопатки обеспечена.
Расчет на прочность диска турбины
Исходные данные необходимые для расчета на прочность диска турбины представлены в таблице 4.1.
Таблица 4.1 – Исходные данные
Для диска выбран жаропрочной деформируемый сплав на никелевой основе ЭП742ИД ().
Диск разбиваем на 17 сечений первое сечение совпадает с образующей центрального отверстия.
Рабочая температура подшипников ограничивается величиной 500 700 К. С учётом этого температура задаётся в интервале 550 750 К. Принято значение . Величина задаётся на 50 150 К меньше температуры в корневом сечении рабочей лопатки. Принято значение
(). Температура в каждом сечении рассчитывается по зависимости:
где m = 3 для охлаждаемых дисков. В зависимости от температуры для каждого сечения находим значение физико-механических характеристик материала .
Задаём значение напряжений в 1-м сечении для первого и второго расчётов: (для диска с центральным отверстием) - произвольно.
Расчёт производим в программе УИСАПР-Д.
Исходные данные для расчета диска выглядят следующим образом:
Таблица 4.2 – Исходные данные для расчета диска
Окончание таблицы 4.2
Рисунок 4.1 – Расчётная схема диска
* ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ДИСКОВ НА ПРОЧНОСТЬ *
* Признак диска(0-компрессора1-турбины) * 1.00000*
* Признак расчета(0-без учета температуры1-с учетом) * 1.00000*
* Число сечений диска * 17.00000*
* Угловая скорость вращения диска [1c] * 1282.00000*
* Плотность материала диска [кгм3] * 8320.00000*
* Напряжение в корневом сечении лопатки [МПа] * 295.79000*
* Площадь корневого сечения лопатки [cм2] * 1.23000*
* Число лопаток * 102.00000*
* Площадь сечения обода диска [cм2] * 4.28000*
* Радиус центра тяжести обода диска [м] * 0.36500*
* Коэффициент Пуассона * 0.30000*
* Радиальн.напряжение в сечении 1 ( расчет 1) [МПа] * 0.00000*
* Радиальн.напряжение в сечении 1 ( расчет 2) [МПа] * 0.00000*
* Тангенциальн.напряжение в сечении 1 (расчет 1) [МПа] * 100.00000*
* Тангенциальн.напряжение в сечении 1 (расчет 2) [МПа] * 100.00000*
* Параметры по сечениям диска *
* Nсеч * R[m] * R[m] * E[Па*E-12]* T[K] * AL[1K*E5] * SD[МПа] *
* 1 * 0.065 * 0.0900 * 198000.0 * 500.0 * 1.2300000 * 1280.10 *
* 2 * 0.093 * 0.0811 * 197700.0 * 500.2 * 1.2352000 * 1278.83 *
* 3 * 0.099 * 0.0694 * 197400.0 * 500.3 * 1.2404000 * 1277.66 *
* 4 * 0.104 * 0.0618 * 197100.0 * 500.5 * 1.2456000 * 1276.49 *
* 5 * 0.112 * 0.0605 * 196800.0 * 500.8 * 1.2508000 * 1275.32 *
* 6 * 0.124 * 0.0466 * 196500.0 * 501.6 * 1.2560000 * 1274.15 *
* 7 * 0.130 * 0.0372 * 196200.0 * 502.2 * 1.2612000 * 1272.98 *
* 8 * 0.138 * 0.0302 * 195900.0 * 503.1 * 1.2664000 * 1271.81 *
* 9 * 0.145 * 0.0275 * 195600.0 * 504.0 * 1.2716000 * 1270.64 *
* 10 * 0.164 * 0.0240 * 195300.0 * 507.7 * 1.2768000 * 1269.47 *
* 11 * 0.188 * 0.0225 * 195000.0 * 514.6 * 1.2820000 * 1268.30 *
* 12 * 0.217 * 0.0208 * 194700.0 * 527.5 * 1.2872000 * 1267.13 *
* 13 * 0.253 * 0.0186 * 194400.0 * 552.1 * 1.2924000 * 1265.96 *
* 14 * 0.298 * 0.0226 * 194100.0 * 599.2 * 1.2976000 * 1264.79 *
* 15 * 0.324 * 0.0270 * 193800.0 * 635.9 * 1.3028000 * 1263.62 *
* 16 * 0.342 * 0.0340 * 193500.0 * 667.1 * 1.3080000 * 1262.45 *
* 17 * 0.359 * 0.0340 * 193200.0 * 700.0 * 1.3132000 * 1262.45 *
* РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ДИСКОВ НА ПРОЧНОСТЬ *
***************************************************
* Nсеч * SIT[МПа] * SIR[МПа] * SIE[МПа] * K *
* 1 * 972.58 * 0.00 * 972.58 * 1.316 *
* 2 * 715.36 * 233.28 * 715.36 * 1.788 *
* 3 * 695.03 * 287.91 * 695.03 * 1.838 *
* 4 * 686.73 * 341.61 * 686.73 * 1.859 *
* 5 * 666.42 * 376.66 * 666.42 * 1.914 *
* 6 * 650.28 * 446.17 * 650.28 * 1.959 *
* 7 * 674.58 * 564.48 * 674.58 * 1.887 *
* 8 * 704.46 * 688.58 * 704.46 * 1.805 *
* 9 * 732.08 * 781.69 * 781.69 * 1.626 *
* 10 * 745.81 * 827.15 * 827.15 * 1.535 *
* 11 * 749.30 * 839.63 * 839.63 * 1.511 *
* 12 * 722.67 * 805.86 * 805.86 * 1.572 *
* 13 * 661.25 * 751.01 * 751.01 * 1.686 *
* 14 * 505.44 * 552.92 * 552.92 * 2.287 *
* 15 * 355.53 * 355.71 * 355.71 * 3.552 *
* 16 * 234.75 * 217.77 * 234.75 * 5.378 *
* 17 * 118.47 * 112.27 * 118.47 * 10.657 *
Рисунок 4.2 – Распределение тангенциальных напряжений по радиусу диска
Рисунок 4.3 – Распределение радиальных напряжений по радиусу диска
Рисунок 4.4 – Распределение эквивалентных напряжений по радиусу диска
Рисунок 4.5 – Распределение температуры по радиусу диска
Рисунок 4.6 – Распределение длительных напряжений по радиусу диска
Рисунок 4.7 – Распределение запасов прочности по радиусу диска
Минимальный запас прочности по напряжениям получился Допустимое значение коэффициента запаса лежит в диапазоне [2] а так как то прочностная надёжность диска обеспечена.
Расчет на прочность соединения лопаток турбины с диском «ёлочного» типа
Рисунок 5.1 – Расчетная схема соединения «ёлочного» типа
Параметры соединения представлены в таблице 5.1.
Таблица 5.1 – Параметры соединения
Исходные данные для расчета соединения «елочкиного типа» представлены в таблице 5.2.
Таблица 5.2 – Исходные данные
Окончание таблицы 5.2
Инерционная сила пера лопатки:
Определение объемов участков хвостовика для расчета их центробежных сил проводим с помощью соответствующих функций ПК Unigraphics NX4 на построенной 3D модели каждого участка хвостовика (см. рисунок 5.2).
Рисунок 5.2 – Определение объемов участков хвостовика в Unigraphics NX4
Определение площадей для расчета центробежных сил участков выступа BiBi. Площадь BiBi определяется ei – шириной полоски контакта зубьев и срезом по плоскости определяемой площадью среза (см. рисунок 5.1) [5]:
где b0 = 9 мм - расстояние между серединными линиями зубьев в самом верхнем сечении у выступа.
Центробежные силы участков хвостовика и выступа:
где – радиус самого верхнего сечения;
Центробежная сила лопатки:
Погонная сила приходящаяся на единицу длины зуба одинаковая для всех зубьев:
Сила действующая на каждый зуб:
Сила действующая нормально к рабочей поверхности зуба:
Изгибающий момент в основании зуба:
Момент сопротивления основания зуба:
Напряжения растяжения в сечении
Температура хвостовика лопатки в соответствии с рекомендациями принимается обычно на 100 150С меньше средней температуры в корневом сечении лопатки; в нашем случае при принимаем . Тогда предел длительной прочности материала хвостовика при этой температуре будет составлять:
Запас статической прочности хвостовика считаем в сечении где напряжения растяжения максимальны (в данном случае это сечение 1):
Минимальный запас прочности лежит в диапазоне [4] а так как то прочностная надёжность хвостовика обеспечивается.
Проанализируем прочность выступа:
Предел длительной прочности материала при температуре выступа лопатки :
Запас статической прочности выступа считаем в сечении где напряжения растяжения максимальны (в данном случае это сечение 3):
Минимальный запас прочности лежит в диапазоне [4] а так как то прочностная надёжность выступа обеспечена.
Расчет критических частот вращения ротора турбины
Для расчета критических частот вращения ротора турбины необходимо сначала составить расчетную схему ротора турбины. При этом делается предположение что передний конец ротора турбины имеет опору в виде подшипника качения. Ротор в соответствии с рекомендациями разбиваем на 12 участков чтобы иметь возможность определить критические угловые скорости 1-го 2-го и 3-го порядков.
Расчетная схема ротора турбины выглядит следующим образом:
Рисунок 6.1 – Расчетная схема ротора турбины
Вносим геометрические параметры расчетной схемы в следующую таблицу:
Таблица 6.1 – Геометрические параметры расчетной схемы
Теперь по известной геометрии участков считаем массы сечений.i-го сечения складывается из половины массы i-го участка и половины массы (i-1)-го участка. Если в сечении есть какой-нибудь элемент (например диск) то его масса добавляется к ранее полученной массе сечения.
Масса участка рассчитывается по формуле:
где = 8320 кгм3 для материала ротора ЭП742ИД (E = 205*105 МПа).
Для диска необходимо вычислить полярный момент инерции и диаметральный момент инерции.
Полярный момент инерции для диска будет суммой полярных моментов элементарных фигур образующих диск плюс полярный момент инерции лопаточного венца. В нашем случае элементарными фигурами являются два цилиндра. Формула по которой вычисляется полярный момент инерции для цилиндра выглядит следующим образом:
Полярный момент лопаточного венца вычисляется по следующей формуле:
где кг – масса одной лопатки z = 102 – число лопаток
м – радиус центра масс профильной части лопатки расположенный примерно на 13 высоты по отношению к корневому сечению лопатки.
Диаметральный момент инерции относительно тонких дисков можно вычислить по формуле:
Жесткость опор вычисляется по формуле:
где – податливость опоры.
Для передней опоры в соответствии с рекомендациями данными в методических указаниях принимаем
Δ1 = (100..150)·10-9 мН = 125·10-9 мН; (6.7)
Для задней опоры в соответствии с рекомендациями принимаем
Δ2 = (50..100)·10-9 мН = 75·10-9 мН; (6.8)
С1 = 8 МНм С2 = 13333 МНм.
Составляем вторую таблицу исходных данных:
Таблица 6.2 – Исходные данные
Расчет производим в программе УИСАПР-Д.
* ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ВАЛОВ НА КОЛЕБАНИЯ *
* Количество сечений вала * 12.00000*
* Признак наличия конических участков (0 - нет 1 - есть)* 0.00000*
* Модуль упругости [ *10e-5МПа ] * 0.20500*
* * Параметры по сечениям вала *
* *******************************************************************
* N * L * DH1 * DH2 * DB1 * DB2 * M * JP * JD * CB *
* 1*0.02800*0.242*0.242*0.227*0.227* 0.6436*0.000000*0.000000* 0.000*
* 2*0.08400*0.242*0.242*0.227*0.227* 2.5743*0.000000*0.000000* 8.000*
* 3*0.09200*0.242*0.242*0.227*0.227* 4.0454*0.000000*0.000000* 0.000*
* 4*0.08100*0.242*0.242*0.227*0.227* 3.9764*0.000000*0.000000* 0.000*
* 5*0.07700*0.242*0.242*0.227*0.227* 3.6317*0.000000*0.000000* 0.000*
* 6*0.04500*0.242*0.242*0.227*0.227* 2.8042*0.000000*0.000000* 0.000*
* 7*0.04600*0.242*0.242*0.227*0.227*154.0200*4.940000*2.470000* 0.000*
* 8*0.01000*0.227*0.227*0.188*0.188* 1.5861*0.000000*0.000000* 0.000*
* 9*0.01200*0.188*0.188*0.154*0.154* 0.9847*0.000000*0.000000* 0.000*
* 10*0.02800*0.154*0.154*0.140*0.140* 0.8324*0.000000*0.000000* 0.000*
* 11*0.02500*0.140*0.140*0.130*0.130* 0.5971*0.000000*0.000000* 0.000*
* 12*0.03300*0.140*0.140*0.130*0.130* 0.5117*0.000000*0.000000* 13.330*
* 13* * * * * * 0.2911*0.000000*0.000000* 0.000*
* L - длина участка вала [ м ]; *
* DH1 - наружный диаметр начала участка вала [ м ]; *
* DH2 - наружный диаметр конца участка вала [ м ]; *
* DB1 - внутренний диаметр начала участка вала [ м ]; *
* DB2 - внутренний диаметр конца участка вала [ м ]; *
* M - масса участка вала [ кг ]; *
* JP - полярный момент инерции [ кг*м2 ]; *
* JD - диаметральный момент инерции [ кг*м2 ]; *
* CB - жесткость опоры вала [ МНм ]; *
* РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА ВАЛА НА КОЛЕБАНИЯ *
* Критическая частота 1 [ радс ] * 341.29643*
* Критическая частота 2 [ радс ] * 2179.91617*
* Критическая частота 3 [ радс ] * 0.00000*
Результатом расчета являются две критические угловые скорости:
= 3413 радс; 2 = 21799 радс.
Максимальная угловая скорость развиваемая ротором проектируемой турбины max = 1282 радс не находится рядом ни с одной из критических угловых скоростей а значит проектируемая турбина будет устойчиво работать во всем диапазоне установившихся режимов от малого газа до максимала. Кроме того данный ротор будет «гибким» так как его рабочая частота вращения лежит между критическими частотами вращения.
Патентные исследования
Под патентными понимают исследования технического уровня и тенденций развития объектов хозяйственной деятельности их патентоспособности и конкурентоспособности на основе патентной и другой информации.
Патентные исследования являются составной частью научно-исследовательских проектных конструкторских и технологических работ предусмотренных стандартами системы разработки и постановки продукции на производство а также другими нормативными документами регламентирующими разработку производство и реализацию объектов техники.
Патент №2263791. Охлаждаемая рабочая лопатка турбины.
Страна публикации: Российская Федерация.
Авторы: Кинзбурский В.С. Грибова С.С.
Охлаждаемая рабочая лопатка турбины содержащая перо с перегородкой размещенной в его полости и каналами охлаждения со стороны спинки и корыта и хвостовик с каналами подвода охлаждающего воздуха при этом каналы охлаждения со стороны корыта размещены между входной и выходной кромками а каналы охлаждения со стороны спинки сообщены с каналами подвода охлаждающего воздуха и выполнены по высоте пера лопатки с разворотом к входной кромке отличающаяся тем что в каналах охлаждения размещены ребра причем ребра со стороны корыта расположены от входной кромки по длине наружного профиля пера на расстоянии L01b где b - хорда профиля пера а ребра со стороны спинки выполнены изогнутыми и расположены на расстоянии H1025 Н где Н - высота пера лопатки по входной кромке от его корневой части.
Охлаждаемая лопатка по п.1 отличающаяся тем что толщина стенки между двумя соседними каналами охлаждения со стороны спинки в заданном сечении составляет 04-12 средней толщины стенки спинки пера в месте расположения каналов.
Охлаждаемая лопатка по п.1 отличающаяся тем что полости между соседними ребрами расположенными в каналах со стороны корыта сообщены при помощи отверстий с каналом охлаждения со стороны спинки ближайшим к выходной кромке.
Охлаждаемая лопатка по п.2 отличающаяся тем что полости между соседними ребрами расположенными в каналах со стороны корыта сообщены при помощи отверстий с каналом охлаждения со стороны спинки ближайшим к выходной кромке.
Охлаждаемая лопатка по п.3 отличающаяся тем что диаметр каждого отверстия составляет 06-10 расстояния между соответствующими ребрами а угол наклона оси отверстия к средней линии профиля пера равен 3-20°.
Охлаждаемая лопатка по п.1 отличающаяся тем что угол разворота каналов охлаждения со стороны спинки к входной кромке равен 80-90°.
Охлаждаемая лопатка по п.2 отличающаяся тем что угол разворота каналов охлаждения со стороны спинки к входной кромке равен 80-90°.
Охлаждаемая лопатка по п.3 отличающаяся тем что угол разворота каналов охлаждения со стороны спинки к входной кромке равен 80-90°.
Охлаждаемая лопатка по п.5 отличающаяся тем что угол разворота каналов охлаждения со стороны спинки к входной кромке равен 80-90°.
Охлаждаемая лопатка по любому из пп.1-9 отличающаяся тем что перегородка выполнена литьем вместе с отливкой лопатки.
Патент №2143562. Сопловой аппарат газовой турбины.
Авторы: Гойхенберг М.М. Мальков В.А. Марчуков Е.Ю.
Изобретение относится к сопловым аппаратам газовых турбин. Выходной срез козырька образующего с одной из обечаек щелевой канал для подвода охлаждающего воздуха размещен в межлопаточном канале. В кольцевом щелевом канале по обе стороны входных кромок лопаток установлены продольные ребра. Площади проходных сечений секций кольцевого щелевого канала расположенных напротив входных кромок и между ними связаны с длинами дуг секций определенным соотношением. Размещение выходного среза козырька в межлопаточном канале и установка там продольных ребер по обе стороны от входных кромок лопаток заставляет нужную часть охлаждающего воздуха вытекающего из выходного среза поступать в район входной кромки лопатки являющийся наиболее теплонапряженным. Это позволяет не увеличивая общий расход охлаждающего воздуха уменьшить неравномерность распределения расхода охлаждающего воздуха в окружном направлении в системе охлаждения лопаток и тем самым повысить эффективность охлаждения участков соплового аппарата примыкающих к входным кромкам сопловых лопаток.
Патент №2283432. Охлаждаемая лопатка турбомашины.
Авторы: Бервинов Б.П. Кинзбурский В.С.
Охлаждаемая лопатка турбомашины содержащая перо с центральной полостью и каналом расположенным в зоне входной кромки и сообщенным входными каналами и выполненными в пере выходными каналами с центральной полостью и внешней поверхностью выпуклой части пера причем выходные и входные каналы выполнены тангенциальными относительно канала расположенного в зоне входной кромки а отношение площадей проходных сечений выходных и входных каналов выбрано в интервале 42>FвыхFвхода>17 отличающаяся тем что ось канала расположенного в зоне входной кромки в меридиональной плоскости турбомашины отклонена от радиального направления на угол от 1 до 8° при этом в пере размещена перегородка на расстоянии h=(008-014)L от входной кромки где L - хорда профиля пера в заданном сечении и входные каналы выполнены в перегородке причем число выходных каналов больше числа входных каналов.
Охлаждаемая лопатка по п.1 отличающаяся тем что число выходных каналов по меньшей мере на два больше числа входных каналов.
Патент №2323343. Охлаждаемая лопатка турбомашины.
Авторы: Елисеев Ю.С. Беляев В.Е. Косой А.С.
Охлаждаемая лопатка турбомашины содержащая перо лопатки с последовательно соединенными каналом охлаждения входной кромки пера лопатки и промежуточным каналом канал сброса сообщенный с выпускными отверстиями выходной кромки пера лопатки хвостовик с полкой которая снабжена выпускными отверстиями а также канал подвода охлаждающей среды соединенный с каналом охлаждения входной кромки пера лопатки отличающаяся тем что в хвостовике лопатки выполнена полость которая сообщена с выходом промежуточного канала и со входом канала сброса а также с выпускными отверстиями полки хвостовика лопатки.
Охлаждаемая лопатка турбомашины по п.1 отличающаяся тем что канал сброса образован системой каналов охлаждения пера лопатки.
Охлаждаемая лопатка турбомашины по п.1 отличающаяся тем что полость хвостовика лопатки выполнена конической с широкой частью обращенной к выходу промежуточного канала и входу канала сброса.
Охлаждаемая лопатка турбомашины по п.3 отличающаяся тем что входы выпускных отверстий полки хвостовика лопатки расположены на образующей условной конической поверхности вписанной в полость хвостовика лопатки.
Охлаждаемая лопатка турбомашины по п.1 или 2 или 3 или 4 отличающаяся тем что выпускные отверстия полки хвостовика выполнены наклонными к поверхности полки хвостовика обращенной к проточной части турбины.
Охлаждаемая лопатка турбомашины по п.1 или 2 или 3 или 4 отличающаяся тем что полость хвостовика выступает за пределы контура корневого сечения пера лопатки.
Конструкция и прочность авиационных двигателей и энергетических установок: Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Конструкция и прочность АД и ЭУ»УГАТУ; Сост: Б.К. Галимханов В.Ф. Харитонов. – Уфа 2007. – 39с.
Материалы деталей авиационных газотурбинных двигателей. Методические указания к курсовому и дипломному проектированию Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т сост.: В.Ф. Харитонов. - Уфа УГАТУ2004. -38 с.
Расчет дисков газотурбинных двигателей Методические указания к курсовому и дипломному проектированию Сост. В.Ф. Харитонов А.В. Вишев С.С. Ефремов - Уфа.: УГАТУ 2005. - 25с.
Расчет на прочность рабочих лопаток газотурбинных двигателей - Методические указания к курсовому и дипломному проектированию Сост. Л.Н.Тархов В.Ф. Харитонов - Уфа.:УГАТУ 2006. - 38 с.
Хронин Д.В. Конструкция и проектирование авиационных газотурбинных двигателей. - М.: Машиностроение 1989. - 368 с.