Разработка узла ТВД Д-436

ТВД.cdw

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

Пояснительная записка.docx

В данном курсовом проекте спроектирован узел турбины высокого давления на основе прототипа - двигателя Д-436.
Курсовой проект включает в себя:
- расчёт на статическую прочность рабочей лопатки турбины;
- расчёт на статическую прочность диска турбины;
- расчет критической частоты вращения ротора турбины;
- патентные исследования элементов рабочих колес турбин;
- конструкторскую часть.
Расчёту на прочность и конструированию узла турбины предшествовал термогазодинамический расчёт двигателя газодинамический расчёт турбины высокого давления расчёт по высоте и профилирование рабочей лопатки.
Выбор конструктивной схемы двигателя6
Описание конструкции спроектированного узла8
Исходные данные для разработки конструкции узла турбины11
Расчет на статическую прочность рабочей лопатки турбины13
Расчет на статическую прочность диска турбины22
Определение критической частоты вращения ротора27
Патентное исследование33
Проектируемый узел – турбина высокого давления (ТВД) входит в состав двухконтурного турбореактивного двигателя (ТРДД). В качестве прототипа принят следующий двигатель: Д-436. Двигатель предназначен для пассажирских и транспортных самолётов малой и средней дальности полета (среди них Ту-334 Ан-148 Бе-200).
Исходные данные для проектирования узла взяты из курсового проекта по “Теории и расчёту лопаточных машин”.
Газовые турбины относятся к числу самых напряженных узлов конструкций ГТД ограничивающих в большинстве случаев надежность двигателя и его ресурс. Это связано с большими значениями температуры и давления газа перед турбиной и окружной скорости на среднем диаметре рабочих лопаток.
Разработка компоновки узла начато с формирования конструкции элементов образующих проточную часть а затем прорабатывались конструкция деталей ротора опор уплотнений и т.д. последовательно продвигаясь от периферии узла к его оси. Был выполнен чертеж меридионального сечения проточной части с изображением лопаток ротора и статора в масштабе 1:1. Исходя из потребной эффективности охлаждения и расхода охлаждающего воздуха выбраны конструкции рабочей лопатки.
Выбор конструктивной схемы двигателя
Двигатель выполнен по трехвальной схеме с осевым пятьнадцатиступенчатым компрессором промежуточным корпусом кольцевой камерой сгорания осевой пятиступенчатой турбиной раздельными нерегулируемыми выходными соплами наружного и внутреннего контуров.
Примем ротор высокого давления (РВД) – двухопорным установим один подшипник шариковый выполняющий функцию осевой фиксации а второй - роликовый обеспечивающий смещение ротора относительно статора.
Ротор опирающийся на две опоры представляет собой статически определимую систему при которой лучше обеспечивается соосность подшипников и валов. При этом смещение подшипников приводит лишь к изменениям наклона оси вращения но не вызывают никаких дополнительных статических и динамических нагрузок которые могут появляться в статически неопределимой системе т.е. в трех - или четырехопорном роторе.
При минимальном числе опор упрощается конструкция изделия в целом за счет сокращения количества несущих деталей корпуса уплотнений упрощения маслосистемы системы суфлирования и теплозащиты опор.
При выборе места установки подшипников по длине ротора будем руководствоваться тем что радиально-упорный подшипник воспринимая радиальные нагрузки обеспечивает осевую фиксацию ротора относительно статора и передает результирующую осевую силу ротора на корпус. Конструктивная схема двигателя изображена на рисунке 1.
- шарикоподшипник опоры ротора вентилятора;
- ротор вентилятора;
- шарикоподшипник опоры ротора КСД;
- ротор среднего давления;
- шарикоподшипник опоры ротора КВД;
- ротор высокого давления;
- роликоподшипник опоры ротора КВД;
- роликоподшипник опоры ротора КСД;
- роликоподшипник опоры ротора вентилятора.
Рисунок 1 - Конструктивная схема двигателя
Описание конструкции спроектированного узла
Турбина высокого давления спроектированного двигателя одноступенчатая осевая охлаждаемая приводит во вращение семиступенчатый компрессор высокого давления.
Узел турбины состоит из соплового аппарата (СА) ротора и корпуса.
Сопловые лопатки пустотелые охлаждаемые воздухом из-за КВД имеют дефлекторы для поджатия охлаждающего воздуха к внутренним стенкам лопаток и систему перфорационных отверстий в стенках профиля и трактовых полок лопаток через которые охлаждающий воздух выходит на наружную поверхность лопатки и защищает ее от горячих газов. Ротор ТВД состоит из рабочего колеса (диска с рабочими лопатками) лабиринтного диска вала ТВД. Рабочая лопатка - охлаждаемая состоит из хвостовика ножки пера и бандажной полки с гребешками. Воздух на охлаждение подводится к хвостовику проходит по радиальным каналам в теле пера лопатки и выходит через отверстия в передней и задней части пера лопатки в проточную часть. В каждом пазу диска устанавливается по две лопатки. Соединяются лопатки с диском замками «елочного» типа. Лабиринтный диск и диск ТВД охлаждается воздухом из-за КВД.
Ступень турбины включает сопловой аппарат и рабочее колесо. Форма проточной части турбины - комбинированная. Ротор ТВД состоит из диска с рабочими лопатками дефлектора носка ТВД с лабиринтами и маслоуплотнительными кольцами. Тип ротора ВД дисковый разъемный центровка и передача осуществляется через соединение призонными болтами расположенными в передней и задней части диска.
К хвостовику носка ТВД через фланец прикреплено масляное уплотнение и обойма роликового подшипника.
На цилиндрическом пояске в передней части носка ТВД имеется набор уплотнительных колец для уплотнения масляной полости между роторами турбин высокого и среднего давления. Все уплотнения масляных полостей графитовые. В лабиринтных уплотнениях узла используются сотовые вставки и легкосрабатываемые покрытия.
Корпус турбины имеет поперечный разъем.
Активное уплотнение радиальным зазором обеспечивает минимальный зазор между ротором и статором.
Передняя опора ротора ВД воспринимает суммарную осевую и радиальную нагрузки от роторов КВД и ТВД. В переднюю опору входят: корпус подшипника шариковый подшипник радиально-контактное уплотнение. Шариковый подшипник фиксируется в осевом направлении с одной стороны через металлическое кольцо коническим зубчатым колесом а с другой – втулкой. Вращается внутреннее кольцо. Оно же разрезное. Шариковый подшипник с точеным неразъемным сепаратором разделяющим шарики по окружности что исключает трение непосредственно между ними. Смазочное масло подается с помощью форсунки откуда масло попадает в зазор между внутренним кольцом подшипника и сепаратором. Смазочное масло хорошо омывает рабочую поверхность внутреннего кольца подшипника поверхности тел качения под действием инерционных сил попадает на беговую дорожку наружного кольца омывает ее и обеспечивая снятие требуемого количества тепла вытекает через радиальные пазы в маслосборник откуда удаляется отсасывающим маслонасосом.
Задняя опора РВД: наружное кольцо роликового подшипника с одной стороны фиксируется гайкой а с другой через металлическое кольцо буртиком носка ТВД. Подвод масла осуществляется рядом отверстий во внутреннем кольце подшипника. Отвод масла осуществляется через зазор между сепаратором и наружным кольцом наружу через каналы в передней цилиндрической части носка ТНД. Вращаются оба кольца в одну сторону но с разными угловыми скоростями..
Материалы основных деталей:
- лопатка – жаропрочный литейный сплав на никелевой основе ЖС30;
- диск – жаропрочный деформируемый сплав на никелевой основе ЭП698ВД;
- вал – жаропрочный деформируемый сплав на никелевой основе ЭИ617.
Исходные данные для разработки конструкции узла турбины
Исходные данные необходимые для выполнения расчётов приведены в таблице 3.1.
Таблица 3.1 – Исходные данные для разработки конструкции узла турбины
Наименование параметра
Частота вращения обмин
Расход газа (воздуха) кгс
Степень расширения давления (расширения)
Средний диаметр проточной части на входе в узел мм
Высота проточной части мм
Средний диаметр проточной части на выходе из узла мм
Высота проточной части на выходе из узла мм
Температура газа 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 Па
Статическое давление на выходе из рабочего колеса ступени Па
Продолжение таблицы 3
Температура газа на входе в рабочее колесо ступени К
Температура газа на выходе из рабочего колеса ступени К
Наружный диаметр лопаточного венца на входе в рабочее колесо ступени мм
Наружный диаметр лопаточного венца на выходе из рабочего колеса ступени мм
Диаметр втулки на входе мм
Диаметр втулки на выходе мм
Хорда профиля рабочей лопатки мм:
-во втулочном сечении
Максимальная толщина профиля мм:
Угол установки профиляградус:
Длина проточной части узла мм
Расчет на статическую прочность рабочей лопатки турбины
Подготавливаем исходные данные для расчета рабочей лопатки турбины на статическую прочность.
Перо лопатки по высоте разбиваем на пять равных участков (рисунок 4.1). Корневое сечение выбирается на расстоянии 2-3 мм от начала переходной галтели от пера к полке хвостовика. Концевое сечение выбирается на 2-3 мм ниже торца пера.
Рисунок 4.1 – Расчетная схема рабочей лопатки турбины
Определяем температуру лопатки в среднем сечении:
где - температура воздуха охлаждающего лопатки
- коэффициент глубины охлаждения (радиальные каналы с оребрением).
Типичное распределение температуры по высоте пера лопатки: температура концевого сечения лопатки на 50 – 70 К меньше температуры лопатки на среднем диаметре а температура корневого сечения лопатки снижается на 70 – 150 К по сравнению с температурой лопатки на среднем диаметре.
Принимаем материал рабочей лопатки – жаропрочный литейный сплав на никелевой основе ЖС30 (). В зависимости от температуры для каждого сечения находим значения .
Геометрические характеристики трех сечений определены в программе КОМПАС. Геометрические характеристики промежуточных сечений определены методом линейной интерполяции. Лопатка рассматривается как оболочка с толщиной стенок 1 мм.
Профиль лопатки в трех рассматриваемых сечений и расчет МЦХ показаны на рисунках 4.2-4.7. Координаты опасных точек определены в КОМПАС.
Вычисляем газовые силы действующие на единицу длины рабочей лопатки:
- радиус наружного сечения
- радиус корневого сечения.
Рисунок 4.2 – Профиль лопатки в корневом сечении
Рисунок 4.3 – Расчет МЦХ лопатки в корневом сечении
Рисунок 4.4 – Профиль лопатки в среднем сечении
Рисунок 4.5 – Расчет МЦХ в среднем сечении
Рисунок 4.6 – Профиль лопатки в концевом сечении
Рисунок 4.7 – Расчет МЦХ в концевом сечении
Определим объем бандажной полки:
где – площадь сечения обода плоскостью проходящей через ось вращения;
– радиус центра масс сечения.
Рисунок 4.8 – Схема расчёта объема бандажной полки
Таблица 4.1 – Исходные данные для расчета лопатки на прочность
Продолжение таблицы 4.1
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 Volcano предназначенную для проведения прочностных расчетов деталей узлов ГТД. Полученные результаты программного расчета выглядят следующим образом:
Таблица 4.2 – Результаты расчета рабочей лопатки на прочность
Рисунок 4.9 – Распределение температуры и предела длительной прочночти вдоль пера лопатки
Рисунок 4.10 – Распределение напряжений вдоль пера лопатки
Рисунок 4.11 – Распределение запасов прочности вдоль пера лопатки
Минимальный запас длительной статической прочности получился Допустимое значение запаса длительной прочности примем. Условие выполняется прочностная надёжность обеспечена.
Расчет на статическую прочность диска турбины
Для диска выбран жаропрочной деформируемый сплав на никелевой основе ХН73МБТЮ (ЭИ698ВД) ().
Диск разбиваем на 17 сечений первое сечение совпадает с образующей центрального отверстия а последнее является касательным к окружности вписанной по нижним точкам впадин (рисунок 5.1). Определяем радиус и толщину каждого кольцевого элемента.
Рабочая температура подшипников ограничивается величиной 500 700 К. С учётом этого температура задаётся в интервале 550 750 К.
Величина задаётся на 50 150 К меньше температуры в корневом сечении рабочей лопатки. ()
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)
Исходные данные для расчета диска выглядят следующим образом:
Таблица 5.1 - Исходные данные для расчёта диска на прочность
Таблица 5.2 – Исходные данные по сечениям для расчета диска на прочность
Рисунок 5.1 – Расчётная схема диска турбины
Проводим расчет диска в программе Volcano. Результаты расчёта приведены в таблице 5.3
Таблица 5.3 – Результаты расчета диска на прочность
Рисунок 5.2 – Распределение температуры и предела длительной прочночти по радиусу диска
Рисунок 5.3 – Распределение напряжений по радиусу диска
Рисунок 5.4 – Распределение запасов прочности по радиусу диска
Минимальный запас прочности по напряжениям получился . Нормативное значение запаса длительной прочности примем Примем что прочностная надёжность обеспечена так как при расчетах не была учтена пластическая деформация.
Определение критической частоты вращения ротора
Весь ротор по длине разбиваем на участки (рисунок 6.1) которые пронумеровываем слева направо от 1 до N. Количество расчётных сечений будет на единицу больше т.е. N+1. Распределённые массы ротора заменяем сосредоточенными. В этом случае для i-го сечения масса определится как сумма масс половины (i-1)-го участка вала и половины i-го участка вала плюс масса какого-либо элемента ротора расположенного в этом сечении (например диска).
Для каждого участка ротора составляем набор исходных данных в состав которых входят длина участка внешние диаметры на входе и выходе участка соответствующие внутренние диаметры и (см. таблицу 6.1).
Рисунок 6.1 - Расчётная схема ротора
Таблица 6.1 - Исходные данные по участкам
Примем материал вала и всех дисков – ХН70ВМТЮ (ЭИ617) плотностью.
Массу участка вала определяем по формуле:
Жёсткость опор определяется:
гдеподатливость опоры.
Податливость опор можно ориентировочно оценить следующими значениями:
Примем жёсткость опор:
Определение полярного и диаметрального моментов инерции диска и его массы.
Объем и массу дефлектора и диска определим при помощи ПК КОМПАС. (см. рисунок 6.2-6.3)
Рисунок 6.2 – Определение массы дефлектора
Рисунок 6.3 – Определение массы диска
Массу пера лопатки определим по формуле:
где - плотность материала лопатки (хвоставика бандажа);
- средняя площадь поперечного сечения лопатки:
Момент инерции дефлектора и диска были найдены при помощи ПК КОМПАС (см. рисунок 7.1)
Полярный момент инерции лопаточного венца:
где - радиус центра массы профильной части лопатки; приближённо примем что этот центр массы лежит на расстоянии 13 высоты пера лопатки считая от корневого сечения:
Считаем что диски достаточно тонкие. В этом случае диаметральный момент инерции приближённо определим как
Результаты расчётов приведены в таблице 6.2
Таблица 6.2 - Исходные данные по сечениям
Продолжение таблицы 6.2
Расчёт производим в программе Volcano. Результаты расчёта приведены в таблице 6.3
Таблица 6.3 – Результаты расчета
Проверка запаса устойчивости:
Вывод: ротор считаем виброустойчивый.
Патентное исследование