Турбина турбореактивного двухконтурного двигателя
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
>
Для расчета необходимы следующие данные:
материал: ЖС-6К;
плотность материала: 8200кг/м3;
число оборотов турбины: 19100 об/мин;
угол наклона контактной площадки: ? = 45о;
угол клина замка: 2? = 36о;
напряжение растяжения в лопатке у корня: 344,308 МПа;
площадь корневого сечения лопатки: 0,11810-3 м2.
У правильно спроектированного замка напряжения смятия, изгиба и среза на всех зубьях должны быть одинаковыми.
Учитывая, что целью проверочного расчета является проверка правильности создания замка лопатки, расчет следует выполнять для всех зубьев.
Напряжения растяжения в различных сечениях хвостовика лопатки и гребня диска отличается по своим значениям.
Эскизы совмещенных хвостовиков пары лопаток, гребня диска и зуба хвостовика приведены на рисунках 2.12 - 2.14.
Рисунок 2.12 - Хвостовик лопатки
Рисунок 2.13 - Гребень диска
Рисунок 2.14 - Зуб хвостовика лопатки
Размеры элементов замкового соединения определены замерами из значений непосредственно на замковом соединении прототипа.
Результаты замеров приведены в таблице 2.7.
Таблица 2.7 - Геометрические параметры замка лопатки и гребня диска
№ сеченийРазмеры хвостовика лопатки, ммРазмеры гребня, ммa, ммb, ммli, ммRц.т.х, ммс, мме, ммa, ммb, ммRц.т.г, мм113.18240.81212.786.93.1411.6224210.4728.85240.81204.646.93.1414.9924201.5634.52240.81198.456.93.1418.3624194.722.5.2 Порядок выполнения расчета
1. Определяем центробежную силу пера лопатки:
Pцб.п. = ?ркFк = 344,3081060,11810-3 =40,628 кН;
2. Определяем центробежную силу хвостовика лопатки:
Pцб.х. = mxRц.т.х.?2 =0,07380,2081999,1332 =61,348 кН,
где mx = Vх ? =910-68200=0,0738кг - масса хвостовика лопатки;
Rц.т.х = 208 мм - радиус центра тяжести хвостовика.
Считаем, что центр тяжести лежит на одной третьей от высоты замка лопатки;
? - угловая скорость вращения диска;
? = =1999,133 рад/с;
3. Определяем полную центробежную силу лопатки, учитывая, что в один замковый паз диска устанавливается две лопатки:
Рцб.л. = 2Рцб.п +Рцб.х. = 2 40,628 +61,348 =142,604 кН;
4. Определяем нагрузку на один зуб. Так как ширина полос контакта у всех зубьев одинакова, то нагрузка Рi для ''i'' зуба определяется из выражения:
,
где z=3 - число зубьев на одной стороне замка;
5. Определяем напряжения смятия на контактных площадках каждого зуба:
,
где bk - ширина обода диска;
. Определяем напряжения изгиба зубьев:
;
7. Определяем напряжения среза зубьев:
,
где h(1)- высота зуба у конца контактной поверхности.
8. Определяем напряжения растяжения в перемычке хвостовика лопатки:
;
9. Определение напряжения растяжения в сечениях гребня диска турбины:
.
Результаты расчетов по каждому из сечений заносим в таблицу 2.8.
В таблице 2.9 занесены допустимые напряжения.
Таблица 2.8 - Силы и напряжения в сечениях замковой части РК
№Хвостовик лопаткиГребень дискаmх,гmг,гРцб.х., НРцб.г., НРi,H?см, МПа?и, МПа?ср, МПа?р.х., МПа?р.г., МПа10,4222,6879881719827530166,244164,205185,8289376,9063192,0378218,8642,18139093063127530166,244164,205185,8289380,2599335,067837,1263193904419827530166,244164,205185,8289849,6457334,8403
Таблица 2.9 - Допустимые напряжения материалов лопатки и диска
?см , МПа?и , МПа?ср , МПа ?р , МПа ?рд , МПа2503002209701100
ВЫВОДЫ
Результатом выполнения конструкторской части данной работы являются расчеты на статическую прочность рабочей лопатки и диска первой ступени турбины высокого давления, расчет на прочность замкового соединения елочного типа лопатки, определение динамической частоты первой формы изгибных колебаний лопатки и анализ диапазона рабочих частот вращения на наличие резонансных режимов.
В результате статического расчета лопатки на прочность были получены значения изгибных напряжений, растяжения, и суммарных эквивалентных напряжений. Наиболее нагруженным является корневое сечение входной кромки лопатки (??А=425.346 МПа). При использовании сплава ЖС-6К коэффициент запаса составил минимальное значение К=1,308, что является допустимым по нормам прочности.
Получены значения динамических частот первой формы изгибных колебаний рабочей лопатки первой ступени турбины, возможных при вращении ротора турбины на различных оборотах работающего двигателя. Построена частотная диаграмма, из которой видно, что в рабочем диапазоне частот вращения ротора турбокомпрессора (от nмг до nmax) резонанс не возникает.
В результате расчета диска на прочность получены значения напряжений и коэффициента запаса прочности по высоте диска. При расчете учитывалось изменение температуры по высоте диска. Максимальный запас прочности имеем на периферии диска (к=3,6). Минимальный запас прочности к=1,3 на поверхности отверстия, который удовлетворяет требованиям прочности, предъявляемым к дискам турбин. Из проделанного расчета видно, что для 75% материала диска коэффициент запаса не превышает значения 2,2 и не опускается ниже значения 1,3, что говорит об удачном совмещении в конструкции диска экономии материала и массы с надежной работой на всем сроке эксплуатации.
Был проведен расчет замковой части лопатки на прочность. Рассчитывался замок елочного типа. В результате расчета были получены напряжения смятия, изгиба, среза и растяжения в замке лопатки и напряжения растяжения в сечениях гребня диска турбины. Напряжения смятия, изгиба и среза во всех сечениях одинаковые, это связано с постоянством ширины за?/p>