2. Основные сведения о двигателе и краткое описание конструкции спроектированного узла компрессора

Проектируемый двигатель состоит из дозвукового входного устройства, двухкаскадного газогенератора (каскада низкого давления и каскада высокого давления), свободной (силовой) турбины, выходного патрубка.

2.1 Компрессор

Компрессор двигателя - осевой, двухкаскадный, тринадцатиступенчатый, состоит из околозвукового компрессора низкого давления (КНД) и дозвукового компрессора высокого давления (КВД).

КНД расположен в передней части двигателя за пылезащитным устройством (ПЗУ) и предназначен для сжатия воздуха, поступившего из ПЗУ в двигатель.

Дальнейшее сжатие воздуха и подача его в камеру сгорания происходят в компрессоре высокого давления (КВД) который расположен за промежуточным корпусом.

Роторы КНД и КВД приводятся во вращение своими турбинами и связаны между собой только газодинамической связью. Для настройки режима работы каскада низкого давления двигателя имеется входной направляющий аппарат (ВНА КНД) с поворотными лопатками.

Для согласования работы каскадов двигателя лопатки ВНА КВД также вы- полнены поворотными.

Для обеспечения газодинамической устойчивости двигателя на запуске и малой частоте вращения роторов КНД и КВД предусмотрены клапаны перепуска воздуха (КПВ).

2.2 Корпус промежуточный

Корпус промежуточный, установленный между КНД и КВД, один из самых основных элементов силовой схемы двигателя, а также предназначен для установки агрегатов двигателя и приводов к ним и образует воздушный тракт двигателя на своём участке.

Корпус промежуточный имеет форму двух усечённых конусов, внутреннего и наружного, соединённых между собой восемью силовыми стойками-рёбрами.

Между наружным и внутренним конусами образован канал воздушного тракта двигателя, разделённый на восемь отсеков.

К корпусу промежуточному крепятся :

спрямляющий аппарат 6 ступени КНД;

корпус КНД;

корпус КВД;

входной направляющий аппарат КВД;

корпус передней опоры ротора ВД.

Стойки-рёбра выполнены полыми и сообщаются с внутренней полостью промежуточного корпуса. Через две стойки-рёбра проходят рессоры, передающие вращение к приводам, установленным в верхнем и нижнем коробочных приливах.

Полости других двух стоек-рёбер служат для слива масла из полости верхнего коробчатого прилива в полость центрального привода. В ещё одной стойке-ребре выполнено отверстие для замера давления воздушно-масляной смеси в полости центрального привода. В следующей стойке-ребре имеется канал, через который проходит трубопровод системы замера давления воздуха перед безрасходным уплотнением подшипника КВД. В специально выполненном канале ещё одной стойке-ребре размещены электропровода от датчиков частоты вращения роторов НД и ВД.

На наружной поверхности промежуточного корпуса ниже верхнего коробчатого прилива имеются бобышки со шпильками под кронштейн для установки на них электромагнитных клапанов пускового топлива, противообледенительной системы ВНА КНД и сигнализатора открытого положения клапанов перепуска воздуха КНД; фланец установки узла фиксации ВНА КНД с лимбом.

На наружном конусе в верхней и нижней частях имеются коробчатые приливы с фланцами для установки агрегатов. На верхнем коробчатом приливе расположены фланцы для установки следующих агрегатов: топливного регулятора, блока насосов, центробежного суфлёра, воздушного стартера, датчика частоты вращения ротора ВД, сигнализатора перегрева воздушно-масляной смеси в полости верхнего коробчатого прилива, а также имеются бобышки со шпильками для установки двух агрегатов зажигания.

На нижнем коробчатом приливе расположены фланцы для установки следующих агрегатов и устройств: воздухоотделителя, маслоагрегата, поддона с стружкосигнализатором и двух термостружкосигнализаторов.

2.3 Компрессор высокого давления (КВД)

Компрессор высокого давления (КВД) ? осевой, семиступенчатый, состоит из входного направляющего аппарата (ВНА), ротора, статора, клапанов перепуска воздуха с кожухами и подшипникового узла передней опоры ротора ВД.

Конструкция ВНА позволяет производить регулировку углов установки лопаток на собранном неработающем двигателе в стендовых условиях. В эксплуатации регулировка не допускается.

Ротор КВД барабанно-дисковой конструкции.

Шариковый подшипник передней опоры ротора установлен в упругом стакане с жестким ограничителем хода.

ВНА расположен в передней части КВД. Консольные лопатки ВНА с жёстко прикреплёнными к их цапфам рычагами помещены в разъёмное кольцо, которое крепится к промежуточному корпусу. Рычаги пазами соединены со штифтами на синхронизирующем кольце, которое катками центрируется относительно беговой дорожки на рабочем кольце ступени.

Синхронизирующее кольцо приводным штырём связано с валиком привода, который центрируется в промежуточном корпусе и в корпусе-лимбе, закреплённом на промежуточном корпусе. На хвостовике валика привода крепится рычаг-стрелка.

При сборке ВНА лопатки устанавливаются под определённым (расчётным) углом в трактовом канале промежуточного корпуса, при этом корпус-лимб устанавливают таким образом, чтобы отметка "0" на лимбе совпадала с риской на стрелке.

При необходимости изменить угол установки лопаток ВНА с помощью регулировочных винтов стрелка устанавливается на требуемый угол по шкале корпуса-лимба по технологии, исключающей влияние зазоров в соединениях узла на угол установки лопаток. При этом валик привода проворачивает в окружном направлении синхронизирующее кольцо поворота, а катки прокатываются по опорной поверхности рабочего кольца ступени и посредством рычагов поворачивают на требуемый угол все лопатки ВНА.

Ротор КВД

Ротор КВД ? семиступенчатый, барабанно-дисковой конструкции, состоит из секции ротора 1…5 ступеней, рабочих колёс 6 и 7 ступеней, проставки, переднего вала и заднего вала.

Секция ротора 1…5 ступеней, рабочее колесо 6 ступени, проставка и рабочее колесо 7 ступени, передний и задний валы крепятся между собой болтами. Передний вал крепится фланцем к диску 6 ступени и проставке, а хвостовиком опирается на шарикоподшипник передней опоры ротора. На переднем валу установлены детали передней опоры ротора и ведущая шестерня для привода агрегатов двигателя. Задний вал крепится передним фланцем к диску 7 ступени и проставке.

Каждое рабочее колесо ротора состоит из диска и рабочих лопаток, установленных в ободе диска с помощью замков типа «ласточкин хвост». От осевого перемещения лопатки зафиксированы пластинчатыми замками. Диски 1…5 ступеней соединены электронно-лучевой сваркой.

Статор КВД

Статор КВД состоит из корпуса, в котором установлены шесть венцов направляющих аппаратов и семь рабочих колец. Корпус КВД - цельный, с двумя фланцами по торцам. На переднем фланце, которым корпус крепится к промежуточному корпусу, выполнены отверстия под шпильки крепления и одно отверстие вверху в вертикальной плоскости для штифта, фиксирующего угловое положение корпуса КВД относительно промежуточного корпуса. На заднем фланце выполнен ряд отверстий под винты крепления к корпусу камеры сгорания и одно отверстие, в которое запрессовывается штифт, фиксирующий окружное положение набора рабочих колец 5,6 и 7 ступеней, НА 4,5 и 6 ступеней и корпуса камеры сгорания.

В первом ряду (считая от переднего фланца) расположены:

- пять фланцев отбора воздуха из-за третьей ступени КВД, из них три фланца отбора на охлаждение турбины;

- фланец отбора воздуха на противообледенительную систему двигателя;

- фланец отбора воздуха для уравновешивания осевой силы свободной турбины;

Во втором ряду расположены:

- два фланца отбора воздуха из-за 4 ступени КВД на нужды вертолёта;

- один фланец отбора воздуха из-за 4 ступени КВД на автомат управления клапанами (АУК) перепуска воздуха из КНД;

- один фланец отбора воздуха на нужды ПОС двигателя;

- три фланца для установки клапанов перепуска воздуха из 4 ступени КВД.

Рабочие кольца всех ступеней- цельные, НА всех ступеней имеют разъёмы в диаметральных плоскостях. К внутренним кольцам НА приварены по два лабиринтных кольца межступенчатых воздушных уплотнений. Рабочие кольца и кольца межступенчатых воздушных уплотнений имеют мягкие, легко прирабатываемые покрытия.

Передняя опора ротора КВД

Передняя опора ротора КВД - шариковый, радиально-упорный подшипник с разрезной внутренней обоймой. Наружная обойма подшипника установлена в упругом стакане типа «беличье колесо» для демпфирования колебаний ротора. Фланец упругого стакана крепится к промежуточному корпусу. Смазка шарикоподшипника осуществляется тремя форсунками, установленными на корпусе центрального привода. Проникновению масла в полость ротора препятствуют два контактных радиально-торцовых уплотнения и одно лабиринтное.

2.4 Камера сгорания (КС)

Камера сгорания ? кольцевого типа, предназначена для подогрева воздуха после сжатия его в компрессоре за счёт сгорания в ней топлива и для получения заданной температуры газов на входе в турбину.

КС расположена между КВД и сопловым аппаратом турбины высокого давления(ТВД) , состоит из корпуса, диффузора со спрямляющим аппаратом (СА) ступени КВД и жаровой трубы.

КС диффузором сцентрирована по рабочему кольцу ступени КВД и соединена передним фланцем корпуса с корпусом КВД болтовым соединением.

К сопловому аппарату ТВД и статору турбины низкого давления КС закреплена задним фланцем корпуса с помощью болтового соединения, в котором часть болтов выполнена призонными.

Подогрев воздуха в КС осуществляется за счёт тепла, выделяющегося при сгорании в её жаровой трубе тонкораспыленного топлива, непрерывно впрыскиваемого 24 рабочими форсунками, установленными в завихрители и закреплёнными на корпусе.

Воспламенение топлива в КС при запуске осуществляется двумя пусковыми воспламенителями, установленными в её корпусе.

Корпус КС состоит из кожуха, переднего и заднего фланцев.

На корпусе КС имеются: 24 фланца для крепления рабочих топливных форсунок; два фланца для крепления пусковых воспламенителей; два фланца с окнами для осмотра жаровой трубы; фланец отбора воздуха из-за КВД на нужды ГТУ; бобышка отбора воздуха из-за КВД для регулятора частоты вращения свободной турбины (синхронизация мощности спарки двигателей) и для клапана системы сигнализации помпажа; бобышка отбора воздуха для сигнализатора помпажа; бобышка отбора воздуха для топливного регулятора и датчика ?к?; три бобышки отбора воздуха для двух автоматов управления клапанами перепуска воздуха из компрессора и четыре бобышки для их крепления; две резервные бобышки; две бобышки для крепления дренажного бачка; две бобышки для крепления датчика перегрева; две бобышки для крепления электропроводки от колодки термопар; фланец для крепления клапана перепуска воздуха из-за КВД.

Диффузор со спрямляющим аппаратом (СА) ступени КВД установлен в корпусе КС и закреплён на его переднем фланце. Диффузор состоит из наружной и внутренней оболочек, соединённых между собой спрямляющими лопатками.

К фланцу диффузора прикреплён внутренний кожух СА ТВД.

Жаровая труба ? кольцевого типа, подвешена в кольцевом канале корпуса КС на 24 полых втулках, окружающих рабочие топливные форсунки и фиксирующихся по отверстиям в обтекателе. Своим наружным и внутренним кожухами жаровая труба опирается на СА ТВД.

Наружный и внутренний кожухи жаровой трубы выполнены из отдельных, соединённых между собой, колец и снабжены соплами. Спереди кожухи соединены между собой лобовым кольцом и обтекателем. В лобовом кольце установлены 24 завихрителя с центральными отверстиями для установки рабочих топливных форсунок.

3. Расчет на прочность рабочей лопатки первой ступени компрессора низкого давления

Рабочие лопатки осевого компрессора являются весьма ответственными деталями газотурбинного двигателя, от надежной работы которых зависит надежность работы двигателя в целом.

3.1 Нагрузки, действующие на лопатки

При работе газотурбинного двигателя на рабочие лопатки действуют статические, динамические и температурные нагрузки, вызывая сложную картину напряжений.

Расчет на прочность пера лопатки выполняем, учитывая воздействие только статических нагрузок. К ним относятся центробежные силы масс лопаток, которые появляются при вращении ротора, и газовые силы, возникающие при обтекании газом профиля пера лопатки и в связи с наличием разности давлений газа перед и за лопаткой.

Центробежные силы вызывают деформации растяжения, изгиба и кручения, газовые - деформации изгиба и кручения.

Напряжения кручения от центробежных, газовых сил слабозакрученных рабочих лопаток компрессора малы, и ими пренебрегаем.

Напряжения растяжения от центробежных сил являются наиболее существенными.

Напряжения изгиба обычно меньше напряжений растяжения, причем при необходимости для уменьшения изгибающих напряжений в лопатке от газовых сил ее проектируют так, чтобы возникающие изгибающие моменты от центробежных сил были противоположны по знаку моментам от газовых сил и, следовательно, уменьшали последние.

3.2 Допущения, принимаемые при расчете

При расчете лопатки на прочность принимаем следующие допущения:

ь лопатку рассматриваем как консольную балку, жестко заделанную в ободе диска;

ь напряжения определяем по каждому виду деформации отдельно;

ь температуру в рассматриваемом сечении пера лопатки считаем одинаковой, т.е. температурные напряжения отсутствуют;

ь лопатку считаем жесткой, а деформацией лопатки под действием сил и моментов пренебрегаем;

ь предполагаем, что деформации лопатки протекают в упругой зоне, т.е. напряжения в пере лопатки не превышают предел пропорциональности.

3.3 Цель расчета

Цель расчета на прочность лопатки РК первой ступени компрессора - определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по длине пера лопатки.

В качестве расчетного режима выбираем режим максимальной частоты вращения ротора и максимального расхода воздуха через двигатель. Этим условиям соответствует рабочий режим работы двигателя, то есть с частотой вращения 10136 об/мин.

3.3.1 Исходные данные

1. Материал лопатки: ВТ3-1

2. Длина лопатки =0.1057 м;

3. Радиус корневого сечения =0.1962 м;

4. Радиус периферийного сечения Rп=0.3019 м;

5. Объем бандажной полки =0 м;

6. Хорда профиля сечения пера

- в корневом сечении =0.0397 м;

- в среднем сечении =0.0397 м;

- в периферийном сечении =0.0397 м;

7. Максимальная толщина профиля в сечениях:

- в корневом сечении =0.00478 м;

- в среднем сечении =0.00358 м;

- в периферийном сечении =0.00239 м;

8. Максимальная стрела прогиба профиля средних линий профиля в сечениях:

- в корневом сечении =0.003607 м;

- в среднем сечении =0.001804 м;

- в периферийном сечении =0.000984 м;

9. Угол установки профиля в сечениях:

- в корневом сечении =1,205 рад;

- в среднем сечении =1,017 рад;

- в периферийном сечении =0,48 рад;

10. Интенсивность газовых сил на среднем радиусе в окружном направлении:

;

11. Интенсивность газовых сил в осевом направлении

;

Где - радиус сечения; - число лопаток; - плотность газа; и - осевая составляющая скорости газа перед лопаткой равные соответственно 185 и 182,5 м/с; - окружные составляющие скорости газа перед и за лопаткой равные соответственно 186,72 и 86,58 м/с; - давление газа (воздуха) перед и за лопаткой равные соответственно 71940 и 84990 Па ; - длина лопатки.

Н/м

11. Частота вращения рабочего колеса =11388,6об/мин;

12. Плотность материала лопатки =4500 кг/м;

13. Предел длительной прочности =1050 МПа;

Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее 1,5.

3.3.2 Машинный счёт

Расчет проводим по методике [2]. Вычисления делаем по программе Statlop.exe.

Результаты расчета приведены в таблице 3.4.1.

Рис. 3.4.1

Таблица 3.4.1

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА

РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ)

--------------------------------------------------------------------------------

ВЫПОЛНИЛ(А) : Korchagin A.

УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: BT3

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

GT= 1.000000 CL= 1.057000E-01 RK= 1.962000E-01 RP= 3.019000E-01

VP= 0.000000E+00 UPP= 0.000000E+00 APP= 0.000000E+00

EN= 11388.000000 AA= 0.000000E+00 AU= 0.000000E+00 PU= 846.160000

PAK= 662.400000 PAP= 1019.300000 RO= 4500.000000

B= 3.970000E-02 3.970000E-02 3.970000E-02

D= 4.780000E-03 3.580000E-03 2.390000E-03

AP= 3.607000E-03 1.804000E-03 9.840000E-04

AL= 1.205000 1.017000 4.800000E-01

SPT= 1050.000000 1050.000000 1050.000000 1050.000000

1050.000000 1050.000000 1050.000000 1050.000000

1050.000000 1050.000000 1050.000000

Результаты расчета на прочноcть пера лопатки

N X F Jmin Spakt SизгA SизгB SизгC

m m^2 m^4 МПа МПа МПа МПа

1 .00000 .132E-03 .279E-09 123.250 57.209 67.789 -69.850

2 .01057 .125E-03 .189E-09 115.843 50.090 59.149 -70.089

3 .02114 .118E-03 .156E-09 107.579 43.434 50.777 -64.229

4 .03171 .112E-03 .132E-09 98.430 37.022 42.605 -56.875

5 .04228 .105E-03 .111E-09 88.328 30.683 34.591 -48.517

6 .05285 .985E-04 .936E-10 77.182 24.317 26.754 -39.355

7 .06342 .919E-04 .778E-10 64.875 17.941 19.209 -29.619

8 .07399 .854E-04 .634E-10 51.251 11.737 12.204 -19.735

9 .08456 .788E-04 .501E-10 36.104 6.115 6.169 -10.475

10 .09513 .723E-04 .377E-10 19.152 1.807 1.767 -3.160

11 .10570 .658E-04 .260E-10 .000 .000 .000 .000

N SсумA SсумB SсумC Ka Kb Kc

[МПa] [МПa] [МПa]

1 180.459 191.039 53.400 5.818 5.496 19.663

2 165.933 174.992 45.754 6.328 6.000 22.949

3 151.013 158.356 43.351 6.953 6.631 24.221

4 135.452 141.035 41.555 7.752 7.445 25.268

5 119.010 122.918 39.810 8.823 8.542 26.375

6 101.499 103.936 37.827 10.345 10.102 27.758

7 82.816 84.083 35.256 12.679 12.488 29.782

8 62.988 63.455 31.517 16.670 16.547 33.316

9 42.220 42.273 25.629 24.870 24.839 40.968

10 20.959 20.919 15.992 50.098 50.193 65.659

11 .000 .000 .000************************

3.4 Вывод

Произведен расчет на прочность (статическую) пера рабочей лопатки первой ступени компрессора. В качестве материала был использован титановый сплав ВТ3-1. Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности, так как коэффициент запаса прочности не должен быть ниже 2.5 (являются немного завышенными).

Рис. 3.5.1. Изменение коэффициентов запаса прочности по сечениям лопатки.

Рис. 3.5.2. Изменение напряжений по сечениям лопатки.

4. Расчёт динамической колебаний лопатки компрессора и построение частотной диаграммы

Цель расчета - определение частоты собственных колебаний рабочей лопатки осевого компрессора, и анализ частотной диаграммы для проверки отсутствия резонансных режимов в рабочей области частот вращения.

4.1 Цель расчета и исходные данные

Исходные данные для расчета :

1) геометрия рабочего колеса;

2) конструкционный материал и его характеристики: титановый сплав ВТ3-1, имеющий плотность , коэффициент Пуассона , предел прочности , модуль упругости .

4.2 Определение динамических частот колебаний рабочей лопатки компрессора

Для определения динамических частот была использована программа dinlop.exe, использующая в качестве входных параметров: радиус корневого сечения лопатки (), высоту лопатки (), секундную частоту вращения ротора (), и модуль упругости материала лопаток (титановый сплав ВТ3-1: Е=115000 МПа). Результаты расчета сведены в таблицу 4.2.1.

Табл. 4.2.1

РАСЧЕТ ДИНАМИЧЕСКОЙ ЧАСТОТЫ - 1 ФОРМЫ

ИЗГИБНЫХ КОЛЕБАНИЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ)

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИМ МЕТОДОМ РЕЛЕЯ

----------------------------------------------------------------------

ВЫПОЛНИЛ(А) : Korchagin A

УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: BT3

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

E= 115000.000000 115000.000000 115000.000000 115000.000000

115000.000000 115000.000000 115000.000000 115000.000000

115000.000000 115000.000000 115000.000000

PO= 4500.000000 VP= 0.000000E+00 RP= 0.000000E+00

XP= 0.000000E+00 RK= 1.962000E-01 L= 1.057000E-01

FK= 1.320000E-04 FC= 9.850000E-05 FP= 6.580000E-05

JK= 2.790000E-10 JC= 9.360000E-11 JP= 2.600000E-11

NSM= 189.810000 EPS= 1.000000E-03

Q0= 1.600000 Q1= 2.500000

----------------------------------------------------------------------

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

Q NS [об/с] F1 [1/с]

1 1.90088800 .0 371.5169

2 1.90001000 19.0 373.6466

3 1.89858300 38.0 379.9626

4 1.89594700 56.9 390.2571

5 1.89259900 75.9 404.2191

6 1.88828900 94.9 421.4749

7 1.88308000 113.9 441.6277

8 1.87717100 132.9 464.2885

9 1.87102200 151.8 489.0966

10 1.86399500 170.8 515.7297

11 1.85666600 189.8 543.9075

----------------------------------------------------------

По результатам расчета построена частотная диаграмма (см. таб. 4.2.1). Из начала координат проведены лучи, представляющие собой частоты возбуждающих сил, кратные частоте вращения ротора:

,

где k - число кратности, определяющее порядок гармоник возбуждающей силы (k1=6, т.к. поперек переходного канала проходит шесть стоек, nС =168.9 об/с, k2=41, так как перед рабочим колесом находится ВНА, содержащий 41 лопаток):

,

.

Пересечение линий частот дает резонансные частоты (см. рис. 4.3.1). Все эти частоты лежат вне области рабочей зоны (в зоне малого газа, составляющего 55% от , т.е. ).

Рис. 4.3.1. Частотная диаграмма

4.4 Вывод

Проведя данный расчет, мы получили значения динамических частот первой формы изгибных колебаний лопатки компрессора, возможных при вращении ротора компрессора на различных оборотах рабочего режима.

Построили частотную диаграмму, из которой видно, что в рабочем диапазоне частот вращения ротора компрессора резонанс не возникает.

5. Расчёт на прочность диска компрессора

Диски компрессора - это наиболее ответственные элементы конструкций газотурбинных двигателей. От совершенства конструкций дисков зависит надежность, легкость конструкций авиационных двигателей в целом.

5.1 Нагрузки, действующие на диски

Диски находятся под воздействием инерционных центробежных сил, возникающих при вращении от массы рабочих лопаток и собственной массы дисков. Эти силы вызывают в дисках растягивающие напряжения. От неравномерного нагрева дисков турбин возникают температурные напряжения, которые могут вызывать как растяжение, так и сжатие элементов диска.

Кроме напряжений растяжения и сжатия, в дисках могут возникать напряжения кручения и изгиба. Напряжения кручения появляются, если диски передают крутящий момент, а изгибные - возникают под действием разности давлений и температур на боковых поверхностях дисков, от осевых газодинамических сил, действующих на рабочие лопатки, от вибрации лопаток и самих дисков, под действием гироскопических моментов, возникающих при эволюциях самолета.

Из перечисленных напряжений наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил собственной массы диска и лопаточного венца, а также температурные (в случае неравномерного нагрева диска). Напряжения изгиба зависят от толщины диска и способа соединения дисков между собой и с валом и могут быть значительными лишь в тонких дисках. Напряжения кручения обычно невелики и в расчетах в большинстве случаев не учитываются.

5.2 Допущения, принимаемые при расчете

При расчете принимаем следующие допущения:

ь диск считается симметричным относительно серединной плоскости, перпендикулярной оси вращения;

ь диск находится в плосконапряженном состоянии;

ь температура диска меняется только по его радиусу и равномерна по толщине;

ь напряжения на любом радиусе не меняются по толщине;

ь наличие отверстий и бобышек на полотне диска, отдельных выступов и проточек на его частях не принимается во внимание.

5.3 Цель расчета

Целью расчета является определение напряжений и запасов прочности в различных сечениях по радиусу диска. Расчетная схема показана на рис. 4.4.1.

Рис. 4.4.1. Расчётная схема диска.

5.4 Исходные данные

1.Частота вращения диска =11388,6 об/мин;

2.Геометрические размеры диска в расчетных сечениях (указаны на рисунке);

3.Материал диска - титановый сплав ВТ3-1;

Плотность материала = 4500 кг/м;

5.Напряжение в корневом сечении пера лопатки от растяжения центробежными силами на расчетном режиме = 123,25 МПа;

6.Площадь корневого сечения лопатки =0.000132 м;

7.Число лопаток на рабочем колесе =30;

8.Площадь радиального сечения разрезной части обода =0,00026 м;

9.Радиус центра тяжести площади радиального сечения = 0.1912м;

10. Предел длительной прочности 1050 МПа

5.5 Основные расчетные уравнения для определения упругих напряжений в диске от центробежных сил и неравномерного нагрева

Для расчета диска на прочность используем два дифференциальных уравнения:

где и - радиальные и окружные нормальные напряжения; - текущие значения толщины и радиуса диска; - угловая скорость вращения диска; - плотность материала диска; - модуль упругости материала диска; - коэффициент Пуассона; - коэффициент линейного расширения материала диска; - температура элемента диска на радиусе.

Точные решения дифференциальных уравнений могут быть получены только для ограниченного числа профилей. Применяем приближенный метод определения напряжений в диске - метод конечных разностей. Расчет диска этим методом основан на приближенном решении системы дифференциальных уравнений путем замены входящих в них дифференциалов конечными разностями. Для расчета диск разбиваем на сечения. При выборе расчетных сечений будем соблюдать следующие условия:

;

Напряжение от центробежных сил лопаток и замковой части обода может быть определено для случая, когда лопатки и диск изготовлены из материала с одинаковой плотностью, по формуле

где - наружный радиус неразрезной части обода диска; - ширина обода диска на радиусе .

5.6 Расчёт на ЭВМ

Расчет проводим на ЭВМ, по методике [4]. Вычисления делаем по программе Disk_112.exe.

Результаты расчета приведены в таблице 5.6.1.

Таблица 5.6.1

РАCЧЕТ НА ПРОЧНОCТЬ ДИCКОВ

КОМПРЕССОРОВ И ТУРБИН

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

ВЫПОЛНИЛ(А) : Korchagin A.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

DP= 0 DT= 0

Частота вращения = 11388.6 об/мин

Количество расчетных сечений = 16

Количество скачков на контуре = 1

Контурная нагрузка = 27.190 МПа

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

Коэффициент Пуассона = .30

R( 1)= .1180 R( 2)= .1250 R( 3)= .1340 R( 4)= .1386

R( 5)= .1425 R( 6)= .1455 R( 7)= .1479 R( 8)= .1502

R( 9)= .1517 R(10)= .1532 R(11)= .1540 R(12)= .1630

R(13)= .1720 R(14)= .1830 R(15)= .1830 R(16)= .1862

B( 1)= .0340 B( 2)= .0340 B( 3)= .0340 B( 4)= .0280

B( 5)= .0230 B( 6)= .0190 B( 7)= .0160 B( 8)= .0130

B( 9)= .0110 B(10)= .0090 B(11)= .0080 B(12)= .0080

B(13)= .0080 B(14)= .0080 B(15)= .0260 B(16)= .0260

NRS(Z)= 14

Плотность материала = 4500.00

Предел длит. прочности материала 1050.0

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

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

1 .1180 .0340 .00 289.69 289.69 3.6

2 .1250 .0340 11.74 270.87 265.20 4.0

3 .1340 .0340 22.94 249.98 239.33 4.4

4 .1386 .0280 30.78 242.16 228.32 4.6

5 .1425 .0230 38.68 236.91 220.14 4.8

6 .1455 .0190 46.86 233.79 214.24 4.9

7 .1479 .0160 55.05 232.40 210.34 5.0

8 .1502 .0130 65.94 232.08 207.13 5.1

9 .1517 .0110 76.30 232.97 205.72 5.1

10 .1532 .0090 90.26 235.09 205.41 5.1

11 .1540 .0080 100.26 237.14 206.19 5.1

12 .1630 .0080 99.13 226.40 196.58 5.3

13 .1720 .0080 96.51 216.48 187.85 5.6

14 .1830 .0080 91.69 205.06 177.92 5.9

15 .1830 .0260 28.21 186.02 173.64 6.0

16 .1862 .0260 27.19 182.12 170.17 6.2

компрессор напряжение нагрузка нагрев

Рис. 5.6.1. Изменение напряжений по сечениям.

5.7 Вывод

Произведен расчет статической прочности диска первой ступени компрессора. Из полученных результатов следует, что значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности (допустимый коэффициент запаса прочности для диска находится в диапазоне 1.5<K<2.5). Показано изменение коэффициента запаса прочности по высоте диска. Следствием таких весьма больших значений запасов прочности, а также распределение нагрузки является чрезмерное упрощение истинной формы диска.

6. Расчёт на прочность наружного корпуса камеры сгорания

Способ расчёта на прочность зависит от конструкции камеры сгорания. Напряжения, вызывающие поломку, во многих случаях происходит от частых изменений режима работы двигателя, при которых происходит резкий перепад температур. Анализ поломок показывает, что часть из них происходит из-за температурных напряжений в материале.

Камера сгорания рассчитывается на прочность и устойчивость на максимальном режиме работы двигателя при полёте у земли в зимних условиях.

Под влиянием внутреннего давления воздуха стенки наружного корпуса испытывают напряжения растяжения. Расчёт производится в предположении, что разрыв происходит по образующей. В целях упрощения расчёта допускается представлять наружный корпус в виде цилиндрической оболочки, с диаметром, равным среднему диаметру реального корпуса.

Исходные данные:

Радиус оболочки R=264 мм.

Толщина оболочки =2,9 мм.

Давление снаружи Рнар=101325 Па.

Давление внутри Рвн=1906000 Па.

Избыточное давление:

Материал: ХН70ВМТЮФ.

Коэффициент запаса при =570 МПа равен:

.

Вывод

Результаты расчета наружной оболочки камеры сгорания показали, что оболочка соответствует нормам прочности (полученный коэфициент запаса прочности находится в диапазоне допустимых значений К>=1.5)

7. Расчет на прочность замка лопатки

В данном расчете определяется прочность замка лопатки первой ступени КНД проектируемого двигателя. Крепление лопатки трапециевидное типа “ласточкин хвост”. Расчет проводим по методике, изложенной в [5],

Силы, учитываемые при расчете замка лопатки.

На лопатку действуют центробежная сила , окружная составляющая газовой силы , осевая составляющая газовой силы . Сила вызывает растяжение, силы и - изгиб ножки лопатки. Кроме того, ножка лопатки испытывает напряжения кручения - от центробежных и газовых сил.

Величины напряжений в замке лопатки зависят от величин действующих сил, от конструкции замка и от того, как посажена ножка лопатки в паз диска.

Расчет замка лопатки ведем на центробежную силу , составляющими от газовых сил пренебрегаем.

Также учитываем центробежные силы, возникающие при вращении массы самого замка .

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

Расчетная схема представлена на рисунке 4.1.

Расчет на прочность.

Центробежная сила лопатки включает две составляющие: центробежную силу пера лопатки и центробежную силу хвостовика лопатки