Газогенератор наземной установки на основе ГТД-110
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
за перед и за лопаткой;- давление газа (воздуха) перед и за лопаткой.
=2168 Н/м, =1731 Н/м
. Частота вращения рабочего колеса =3000 об/мин;
. Плотность материала лопатки =4500 кг/м;
. Предел длительной прочности =950 МПа;
Согласно нормам прочности минимальный запас по статической прочности профильной части рабочей лопатки компрессора должен быть не менее 1,5.
Расчет проводим по методике [1]. Вычисления делаем по программе Statlop.exe.
Результаты расчета
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРА
РАБОЧЕЙ ЛОПАТКИ КОМПРЕССОРА (ТУРБИНЫ)
-------------------------------------------------------------------------------
ВЫПОЛНИЛ(А) : Bushanova V
УЗЕЛ ДВИГАТЕЛЯ: компрессор МАТЕРИАЛ: BT-3
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:= 1.000000 CL= 4.140000E-01 RK= 6.205000E-01 RP= 1.034500= 0.000000E+00 UPP= 0.000000E+00 APP= 0.000000E+00= 3000.000000 AA= 0.000000E+00 AU= 0.000000E+00 PU= 1994.000000= 2168.000000 PAP= 1731.000000 RO= 4500.000000= 1.240000E-01 1.240000E-01 1.240000E-01= 1.152000E-02 8.640000E-03 5.760000E-03= 5.170000E-03 4.800000E-03 1.430000E-03= 7.570000E-01 6.698000E-01 4.116000E-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 .990E-03 .934E-08 110.943 100.767 98.706 170.526
.04140 .940E-03 .775E-08 104.685 122.262 120.289 152.453
.08280 .891E-03 .673E-08 97.605 106.571 104.574 132.129
.12420 .841E-03 .584E-08 89.646 87.599 85.558 111.333
.16560 .792E-03 .504E-08 80.740 68.182 66.156 90.545
.20700 .742E-03 .429E-08 70.798 49.727 47.831 70.149
.24840 .693E-03 .358E-08 59.706 33.197 31.577 50.596
.28980 .643E-03 .291E-08 47.318 19.360 18.156 32.503
.33120 .594E-03 .226E-08 33.435 8.867 8.168 16.800
.37260 .544E-03 .164E-08 17.788 2.270 2.044 5.014
.41400 .495E-03 .103E-08 .000 .000 .000 .000SсумA SсумB SсумC Ka Kb Kc
[МПa] [МПa] [МПa]
211.710 209.649 -59.583 4.487 4.531 15.944
226.947 224.974 -47.768 4.186 4.223 19.888
204.176 202.179 -34.524 4.653 4.699 27.517
177.245 175.204 -21.687 5.360 5.422 43.805
148.922 146.896 -9.805 6.379 6.467 96.892
120.525 118.629 .648 7.882 8.0081465.073
92.903 91.284 9.110 10.226 10.407 104.281
66.678 65.474 14.815 14.248 14.510 64.126
42.302 41.603 16.635 22.458 22.835 57.109
20.058 19.831 12.774 47.363 47.904 74.371
.000 .000 .000 0.000 0.000 0.000
Произведен расчет статической прочности пера рабочей лопатки первой ступени компрессора. Полученные значения запасов прочности во всех сечениях удовлетворяют нормам прочности и являются даже немного завышенными, но так как двигатель является стационарной установкой и в результате этого лопатки особенно сильно подвержены эрозионному износу в течении длительного времени (ресурса) завышенный запас прочности необходим.
Рис. 2 - Распределение напряжение по высоте лопатки
Рис. 3 - Распределение коеффициентов запаса прочности
Из графиков видно, что запас прочности лопатки в самом напряженном месте соответствует требованиям (для рабочих лопаток компрессора K - не менее 1,5) K = 4.531.
3. Расчет замка крепления рабочей лопатки компрессора
Одним из основных видов крепления лопаток компрессора являются замки типа ласточкин хвост. От осевого перемещения лопатки крепятся в пазах. Лопатки могут садиться с натягом до 0,05 мм и с зазором (0,03..0,06) мм. Обычно посадку производят с зазором.
При работе двигателя на лопатку компрессора действуют центробежные силы, газовые силы и вибрации лопатки, которые обычно определяются экспериментальным путем. В данном расчете замка лопатки, учитываем действие только центробежных сил, а коэффициент трения принимаем f = 0, 3.
Расчетная схема замка лопатки представлена на рис. 4.
Рис. 4 - Расчетная схема замка лопатки
Центробежная сила лопатки
,
,
где - напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения центробежными силами;к - площадь корневого сечения лопатки.
центробежная сила от хвостовика лопатки.
=4500 кг/м3 - плотность материала лопатки;
- длина контактной поверхности;
- площадь хвоставика;
= 0,644 м - радиус центра тяжести хвостовика лопатки;
где частота вращения рабочего колеса об/мин.
Таким образом, центробежная сила лопатки равна
,
Силу N, нагружающую грань хвостовика лопатки, можно определить из выражения
,
Где ?=650
Напряжение смятия определяется из выражения
,
где м.
Коэфициент запаса:
=2.3;
Вывод: поскольку для титана допустимые напряжения смятия равны 120=280 Мпа, то полученное значение напряжений смятия удовлетворяет нормам прочности.
Гребень считаем на напряжение растяжения от центробежных сил лопатки и части обода. Расчетная схема показана на рисунке 5.
Рис. 5 - Схема перемычки в диске между лопатками
Напряжение растяжения у корня гребня определяется из выражения
,
где S - геометрическая сумма сил N,
- центробежная сила гребня,
,b - размеры, показанные на рисунках.
центробежная сила от гребня диска.
Геометрическая сумма сил N (S) определяется по выражению
Здесь - угол между боковой гранью замка и осью, проходящей через центр тяжести хвостовика лопатки,
- угол между осями лопаток.
Полученное значение напряжения растяжения меньше предельно допустимого значения, которое для титановых сплавов равно .
Коэфициент запаса составил:
=5.8;
Напряжение изгиба в клиновидном сечении диска от центробежных сил лопатки определяем по гипотезе ломаных сечений, разработанной А.В. Верховским. Построение ломаного сечения производится следующим образом (рис. 5.1). Через точку А основания клина проводят нормаль АВ к образующей паза. Точка В является пересечением нормали с биссектрисой угла СНА. Через точку В проводят нормаль к контуру СН. Проведя из точки В нормаль к линии действия силы N, приложенной в середине образующей паза, находим в месте пересечения их точку Е и плечо ВЕ.
Рис. 5.1 - Схема изгиба угла гребня по ги