Технико-экономическое обоснование этапов технологического процесса изготовления, комплектов технологических баз, методов и последовательности обработки поверхностей водила
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?я 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.
Цель расчета.
Цель расчета на прочность лопатки - 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 взлет или полет с максимальной скоростью у земли зимой.
Расчетная схема.
Рисунок 1.2.1. К определению геометрических характеристик расчетных сечений лопатки компрессора.
Исходные данные.
Материал лопаток: ВТ8.
Длина лопатки: l = 0,050 м.
Радиус корневого сечения: Rк = 0,135 м.
Объем бандажной полки: Vб = 0 м3.
Хорда профиля сечения пера: корневого: bк = 0,031 м;
среднего: bср = 0,031 м;
периферийного: bп = 0,031 м.
Максимальная толщина профиля в сечениях:
корневом: dк = 0,003 м;
среднем: dср = 0,002м;
периферийном: dп = 0,0015 м.
Максимальная стрела прогиба средней линии в сечениях:
корневом: hк = 0,0033 м;
среднем: hср = 0,0025м;
периферийном: hп = 0,002 м.
Угол установки профиля в сечениях: корневом: aк = 1,15 рад
среднем: aср = 0,89 рад;
периферийном: aп = 0,72 рад.
Вынос периферийного сечения: 0 м.
Интенсивность газовых сил в окружном направлении на среднем радиусе:
Рu ср = =465Н/м.
Интенсивность газовых сил в осевом направлении:
в корневом сечении: Ра к = 554 Н/м;
в периферийном сечении: Ра п = 795 Н/м.
Частота вращения рабочего колеса: n = 19259 об/мин[берется из расчета согласования параметров].
Плотность материала лопатки: r = 4530 кг/м3.
Предел длительной прочности: sдл = 950Мпа.
Расчет лопаток на растяжение от действия центробежных сил
,
где - центробежная сила, действующая на лопатку;- площадь поперечного сечения пера лопатки на радиусе R.
Поскольку в нашем случае закон изменения сечений по радиусу f(r) неизвестен, но известны сечения (значения площадей на различных радиусах), то расчет производим методом численного интегрирования. При этом лопатку разбиваем на 11 равных сечений. Для n-го сечения:
,
где Fп - площадь поперечного сечения пера лопатки на в сечении n;
sРп - напряжения растяжения в сечении n;- радиус n-го сечения.
Расчет лопаток на изгиб от газовых сил.
, гдеh = Mycosa - Mxsinax = Mxcosa + Mysina :
После определения sр и определяем суммарные напряжения (для точек A,B,C в отдельности): .
Далее определяем коэффициент запаса прочности:
.
Результаты расчета приведены в таблице 1.2.
Таблица 1.2
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ)
ВЫПОЛНИЛ(А) : Мухина О.С.
УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: ВТ8
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:= 1.000000 CL= 5.000000E-02 RK= 1.350000E-01 RP= 1.850000E-01= 0.000000E+00 UPP= 0.000000E+00 APP= 0.000000E+00= 19259.000000 AA= 0.000000E+00 AU= 0.000000E+00 PU= 465.000000= 554.000000 PAP= 795.000000 RO= 4530.000000= 3.100000E-02 3.100000E-02 3.100000E-02= 3.000000E-03 2.000000E-03 1.500000E-03= 3.300000E-03 2.500000E-03 2.000000E-03= 1.150000 8.900000E-01 7.200000E-01= 950.000000 950.000000 950.000000 950.000000
.000000 950.000000 950.000000 950.000000
.000000 950.000000 950.000000
Результаты расчета на прочноcть пера лопаткиX F Jmin Spakt SизгA SизгB SизгCm^2 m^4 МПа МПа МПа МПа
.00000 .644E-04 .758E-10 99.260 27.617 32.933 -25.886
.00500 .561E-04 .480E-10 100.733 33.064 37.453 -28.870
.01000 .519E-04 .401E-10 95.238 31.351 34.792 -26.790
.01500 .485E-04 .344E-10 87.798 27.954 30.550 -23.506
.02000 .456E-04 .299E-10 78.933 23.592 25.463 -19.571
.02500 .430E-04 .261E-10 68.818 18.688 19.955 -15.314
.03000 .405E-04 .227E-10 57.512 13.597 14.383 -11.015
.03500 .383E-04 .196E-10 45.021 8.688 9.114 -6.960
.04000 .362E-04 .169E-10 31.313 4.392 4.573 -3.479
.04500 .342E-04 .143E-10 16.334 1.253 1.296 -.981
.05000 .322E-04 .119E-10 .000 .000 .000 .000SсумA SсумB SсумC Ka Kb Kc
[МПa] [МПa] [МПa]
126.877 132.192 73.431 7.488 7.187 12.947
133.797 138.186 71.862 7.100 6.875 13.220
126.589 130.030 68.448 7.505 7.306 13.879
115.752 118.348 64.292 8.207 8.027 14.776
102.526 104.396 59.363 9.266 9.100 16.003
87.506 88.773 53.504 10.856 10.701 17.756
71.109 71.896 46.497 13.360 13.214 20.431
53.709 54.135 38.060 17.688 17.549 24.960
35.706 35.887 27.834 26.606 26.472 34.131
17.587 17.629 15.352 54.018 53.887 61.879
.000 .000 .000************************
Рисунок 1.3.1. Напряжения и запасы прочности в разных сечениях по длине пера лопатки
Вывод: Полученные, в ходе расчета, значения коэффициента запаса прочности, удовлетворяют нормам прочности К>1.5
1.5 Расчет на прочность диска КВД
При работе двигателя диски подвергаются значительным нагрузкам различного характера. При этом возникают следующие напряжения:
1.Напряжения растяжения от центробежных сил масс самого диска и масс прикрепленных к нему лопаток;
2.Температурные напряжения, возникающие при неравномерном нагреве дисков, они могут вызывать как растяжение, так и сжатие;
.Изгибные напряжения могут вызываться гироскопическими моментами, разностью давлений и температур газов на поверхностях дисков и вибрацией дисков;
.Напряжения кручения, возникающие в случае, когда диск передает крутящий момент;
.Другие напряжения: напрессовка диска на вал, и др.
Из перечисленных напряжений наиболее существенными являются напряжения от центробежных сил и температурные напряжения.
При расчете дисков компрессора на прочность часто не учитывают и температурные напряжения, т.к. обычно неравномерность нагрева диска по радиусу невелика.
При выводе расчетных формул используют следующие допущения:
1.Считаем, что диск симметричен относительно срединной плоскости, пер?/p>